guía práctica sobre acústica en instalaciones de climatización

GOBIERNODE ESPAÑA

MINISTERIODE INDUSTRIA, TURISMOY COMERCIO

Medida de la Estrategia de Ahorro y Eficiencia Energética para España (2004/2012) puesta en marcha por la Comunidad de Madrid, el Ministerio de Industria, Turismo y Comercio y el Instituto para la diversificación y Ahorro de la Energía (IDAE).

www.atecyr.org

Asociación Técnica Españolade Climatización y Refrigeración

La Suma de Todos

Comunidad de MadridCONSEJERÍA DE ECONOMÍA Y HACIENDA

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Guía práctica sobreacústica en instalaciones

de climatización

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Guía práctica sobre acústica en instalaciones

de climatización

Madrid, 2010

Guía práctica sobre acústica en instalaciones

de climatización

Madrid, 2010

La Suma de Todos

Comunidad de MadridCONSEJERÍA DE ECONOMÍA Y HACIENDA

��

Esta Guía se puede descargar en formato pdf desde la sección de publicaciones de las páginas web:

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Si desea recibir ejemplares de esta publicación en formato papel pue-de contactar con:

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La Fundación de la Energía de la Comunidad de Madrid, respetuo-sa con la libertad intelectual de sus colaboradores, reproduce los originales que se le entregan, pero no se identifica necesariamente con las ideas y opiniones que en ellas se exponen y, por tanto, no asume responsabilidad alguna de la información contenida en esta publicación.

La Comunidad de Madrid y la Fundación de la Energía de la Comuni-dad de Madrid, no se hacen responsables de las opiniones, imágenes, textos y trabajos de los autores de esta guía.

Depósito Legal: M. 44.122-2010Impresión Gráfica: Gráficas Arias Montano, S. A.

28935 MÓSTOLES (Madrid)

5

Guía práctica sobre acústica en instalaciones de climatización

Autores

Esta publicación ha sido redactada por la Asociación Técnica

Española de Climatización y Refrigeración (ATECYR) para la Funda-

ción de la Energía de la Comunidad de Madrid con el objetivo de pro-

mocionar la eficiencia en el uso final de la energía en los edificios.

ATECYR quiere mostrar su agradecimiento a todas las personas

que han participado en la elaboración de esta Guía y, en particular,

a D. Ramón Peral Orts así como al Comité Técnico de ATECYR, respon-

sable de su revisión técnica.

7


Índice

PRÓLOGO 9

1. INTRODUCCIÓN 11

2. FUNDAMENTOS ACÚSTICOS. GENERALIDADES 13

2.1. El sonido y su caracterización 13

2.2. Magnitudes sonoras 14

2.2.1. Presión sonora 14

2.2.2. Intensidad sonora 14

2.2.3. Potencia sonora 15

2.3. Niveles sonoros, el decibelio 17

2.3.1. Nivel de intensidad sonora 17

2.3.2. Niveles de presión sonora 18

2.3.3. Nivel de potencia sonora 19

2.3.4. Suma y resta de niveles 20

2.4. Espectros de frecuencias 21

2.5. Percepción del sonido. Sonoridad y redes de pon- 23

deración

2.6. Propagación del sonido en campo libre y rever- 26

berante

2.6.1. Pérdida por inserción o atenuación 29

3. PROBLEMAS POTENCIALES EN LAS INSTALACIONES 31

3.1. Tipos de ruidos y fuentes sonoras en instalaciones 32

de climatización

3.2. Confort acústico 33

3.2.1. Objetivo de confort acústico 34

3.2.2. Código Técnico de la Edificación: docu- 37

mento básico de protección frente al ruido

(DB-HR)

3.3. Consideraciones técnicas y problemática acústi- 41

ca de las instalaciones de climatización

3.3.1. Sistemas de ventilación 42

3.3.2. Equipos instalados en espacios cerrados 49

(unidades interiores y sus salas)

3.3.3. Equipos instalados en espacios abiertos 51

(unidades exteriores)

3.3.4. Conductos y rejillas 57


8

4. SOLUCIONES ANTIRRUIDO 61

4.1. Pantallas acústicas y sistemas encapsulados 61

4.2. Acondicionamiento y aislamiento de las salas de 67

máquinas

4.3. Diseño de sistemas antivibración 70

4.4. Medidas antirruido para conductos y rejillas 77

4.4.1. Atenuación acústica natural en conductos 77

de aire

4.4.2. Amortiguación de ruido en conductos y 80

rejillas

4.5. Silenciadores 81

5. CASO PRÁCTICO: INSTALACIÓN TÉRMICA PARA CLIMA- 85

TIZAR UNA PLANTA DE OFICINAS

5.1. Descripción de la instalación 85

5.1.1. Requerimientos acústicos 85

5.1.2. Elementos a analizar 86

5.2. Unidad interior 87

5.3. Nivel de inmisión en las estancias (atenuación de 91

los conductos)

5.4. Unidad exterior 96

5.5. Diseño del sistema antivibratorio 100

6. BIBLIOGRAFÍA 103

9


El concepto de confort acústico es una necesidad muy antigua.

Protegerse contra los elementos hostiles para el correcto desarrollo

de la vida humana ha sido un problema permanente con el que se

ha tenido que enfrentar el Hombre desde sus orígenes.

Actualmente, el entorno ruidoso en el que se desarrolla nuestra

vida hace necesario el estudio de los problemas acústicos de los

edificios, con objeto de conseguir el necesario confort en nuestras

viviendas, puestos de trabajo, comercios, etc. En este sentido, la

civilización moderna establece exigencias y propone medidas en

evolución constante.

Uno de los problemas acústicos más importantes que normalmente

sufren los ocupantes de un edificio es el ruido procedente de las

instalaciones de climatización.

Para resolver el binomio ruido-climatización con el nivel exigido hoy

en día es necesario tener un conocimiento suficiente, entre otros,

de los posibles problemas acústicos que pueden aparecer en las

instalaciones de climatización, la reglamentación actual, así como

las diferentes soluciones y técnicas a aplicar para su mitigación.

La Dirección General de Industria, Energía y Minas de la Comuni-

dad de Madrid, con la colaboración de la Fundación de la Energía

de la Comunidad de Madrid y la Asociación Técnica Española de

Climatización y Refrigeración (ATECYR), consciente de esta situa-

ción, edita la presente «Guía Práctica sobre Acústica en Instalacio-

nes de Climatización» dirigida a todos los profesionales del sector

con el objetivo de que se convierta en una herramienta inicial para

el conocimiento de las medidas a tomar para disminuir el ruido pro-

cedente de dichas instalaciones.

Carlos López Jimeno

Director General de Industria, Energía y Minas

Consejería de Economía y Hacienda

Comunidad de Madrid

Prólogo

11


La concienciación social que ha surgido en relación a la problemá-

tica del ruido en nuestros hogares ha potenciado que, en los últimos

años, las instalaciones de climatización sean diseñadas siguiendo

criterios que favorezcan la calidad ambiental y confort acústico de

sus usuarios. Con este propósito se siguen desarrollando técnicas

para la evaluación y el control de los niveles sonoros generados por

los componentes de este tipo de instalaciones, con la finalidad de

conseguir niveles óptimos en diferentes espacios en función de la

actividad que se pretende desarrollar en los mismos.

Para que este objetivo se pueda cumplir con éxito es necesario que

los profesionales dedicados al diseño, instalación y mantenimiento

de estas instalaciones se familiaricen con los fundamentos acús-

ticos relacionados con la instalación de climatización, haciendo

especial hincapié en las características de las principales fuentes

de ruido, los procesos de dispersión sonora y el análisis y estudio de

medidas correctoras.

La presente Guía recoge los fundamentos acústicos estrictamente

necesarios para conocer el comportamiento sonoro de una instala-

ción, los problemas potenciales que se derivan del funcionamiento

de cada componente de la misma y las medidas antirruido más

extendidas. Por último, se plantea y resuelve un caso práctico en el

que se analiza la problemática de una instalación real y se realizan

los cálculos necesarios para establecer la idoneidad acústica de

la misma.

INTroDUCCIóN1

13


FUNDAMENToS ACÚSTICoS. gENErAlIDADES2

La generación, transmisión y recepción de sonidos derivados del uso

de instalaciones de climatización, basan su comportamiento en los

principios físicos que rigen la generación, dispersión y recepción de

ondas sonoras. Estos fundamentos acústicos se basan en la rama de la

física interdisciplinaria que estudia el sonido, infrasonido y ultrasonido,

es decir, ondas mecánicas que se propagan a través de la materia

por medio de modelos físicos y matemáticos. A efectos prácticos, la

acústica estudia la producción, transmisión, almacenamiento, per-

cepción o reproducción del sonido.

El presente apartado recoge aquellos conceptos básicos empleados

en el proceso de evaluación, control y minimización de los niveles so-

noros derivados de la instalación y el funcionamiento de sistemas de

climatización.

2.1. El sonido y su caracterización

El sonido es el fenómeno vibratorio que, a partir de una perturbación

inicial del medio elástico donde se produce, se propaga bajo la for-

ma de una variación periódica de presión. Si a este fenómeno se le

añade un matiz subjetivo originado por la sensación sonora que pro-

voca cuando es detectado por el oído generando una sensación de

molestia o dolor, pasará a ser denominado ruido.

Figura 2.1. Senoidal característica de un tono puro.


14

2.2. Magnitudes sonoras

2.2.1. Presión sonora

El sonido es una onda de presión y, como tal, se propaga por el aire

mediante compresiones y expansiones, que provocan oscilaciones

de la presión atmosférica. Las fluctuaciones de la presión atmosférica

por encima y por debajo del valor estático se conocen como presión

sonora. En la Fig. 2.2 se puede observar el fenómeno de propagación

de las ondas sonoras con sus variaciones de presión.

Figura 2.2. Dispersión de una onda de presión sonora.

El valor mínimo de presión sonora que un oído adulto sano es capaz

de detectar es del orden de 2·10-5 Pascales, mientras que la presión so-

nora máxima que es capaz de soportar sin que produzca la sensación

de dolor es de 200 Pascales.

Dado que el valor medio de la onda sonora es nulo, se toma como

indicador la presión sonora eficaz, prms, de acuerdo con la siguiente

ecuación:

∫=T

rms dttpT

p0

2 )(1 (1)

2.2.2. Intensidad sonora

La intensidad sonora, I, es la energía que atraviesa la unidad de su-

perficie perpendicular a la dirección de propagación del sonido en

la unidad de tiempo. Las expresiones para obtener esta magnitud

15


en campo libre (espacio en el cual se dispersa una onda sonora sin

encontrar superficies reflectantes en su camino, cámaras de ensayo

anecoicas) y en campo difuso o reverberante (espacio caracterizado

por la presencia de reflexiones sonoras de las ondas debido a la pre-

sencia de elementos reflectantes, cámaras de ensayo reverberantes)

son:

cpI rms ρ/2= (2)

cpI rms ρ4/2= (3)

donde prms2 es el cuadrado de la presión sonora eficaz, r es la densi-

dad del medio y c la velocidad de propagación de la onda en dicho

medio (caire ≈ 340 m/s y cagua ≈ 1.460 m/s1).

La unidad de la intensidad sonora en el sistema internacional es el

W/m2, y el mínimo valor que un oído adulto sano es capaz de detectar

es del orden de 10-12 W/m2; mientras que el valor máximo que es capaz

de soportar sin sensación de dolor es del orden de 102 W/m2.

2.2.3. Potencia sonora

La potencia sonora, w, es la magnitud definida como la energía sonora

que atraviesa una superficie en la unidad de tiempo, medida en va-

tios, W. Por lo tanto, esta magnitud está directamente relacionada con

una fuente de ruido, foco de emisión de la potencia sonora. Algunos

ejemplos del orden de magnitud de algunas fuentes de ruido son:

• Un difusor al final de una red de distribución: w = 10-8 W

• Un secador de pelo: w = 10-4 W

• Una personan gritando: w = 10-3 W

• Un ventilador centrífugo de gran potencia: w = 10-1 W

• Un estadio de futbol con 50.000 espectadores gritando < 50 W

1 Estos valores dependerán de factores ambientales tales como la temperatura, presión, humedad, etc.


16

Para fuentes omnidireccionales, la intensidad sonora se relaciona con

la potencia sonora según la superficie de emisión de la fuente, cum-

pliendo la igualdad: w = IS, para la cual la superficie dependerá del

tipo de onda:

• Onda esférica: 24 rS π=

• Onda cilíndrica: rlS π2=

donde r es la distancia de la fuente al receptor y l es la longitud o al-

tura del cilindro.

Figura 2.3. Relación entre la potencia y la intensidad sonora.

Si la fuente es puntual, la potencia sonora se expresa:

24 rIw π= (4)

Si la fuente es lineal, la potencia sonora se expresa:

rlIw π2= (5)

En el caso en el que la fuente sonora no radie uniformemente en to-

das las direcciones, la intensidad varía sobre la superficie de emisión,

conforme a la propiedad conocida como directividad sonora, ED (ver

apartado 2.6).

La potencia sonora va ligada a la fuente que la provoca de una ma-

nera directa, por ello también puede definirse como «la cantidad de

energía producida por una fuente sonora en una unidad de tiempo».

17


A modo de recordatorio, en la Tabla 2.1 se muestran las unidades de

medida de las magnitudes sonoras estudiadas en este apartado.

TABLA 2.1. Unidades de las principales magnitudes sonoras.

MAGnITuDEs unIDADEs

Presión sonora Pa

Potencia sonora W

Intensidad sonora W/m2

2.3. Niveles sonoros. El decibelio

Como se acaba de comprobar, los valores entre los que varían las

magnitudes sonoras hacen su manejo especialmente tedioso. A su vez,

se detecta una relación logarítmica entre la magnitud física y la sensa-

ción sonora que ésta produce. Estas circunstancias justifican el uso del

decibelio como sistema de cuantificación de las magnitudes sonoras.

2.3.1. Nivel de intensidad sonora

Como ya se ha comentado, diferentes estudios experimentales han de-

mostrado que las variaciones de sensación sonora no son proporciona-

les a las variaciones de la energía sonora que el oído recibe. La relación

entre estímulo y sensación viene definida por la ley de Weber-Fechner,

que establece que la sensación es proporcional al logaritmo del estí-

mulo, quedando matemáticamente expresado en la expresión:

0

1

II

logSensación = (6)

Así, el incremento de sensación al añadir una nueva fuente sonora depen-

derá del número de focos sonoros existente previamente en el entorno.

La unidad del nivel de intensidad sonora es conocida como «belio»,

que es el incremento correspondiente a una relación de intensidades

10 veces:

1

110log1

II

Belio= (7)

Si elegimos como intensidad de referencia I0 = 10-12 W/m2 (umbral de

percepción auditiva a 1.000 Hz), se establece la escala absoluta de

niveles de intensidad en Belios, en la que el nivel correspondiente a

cualquier intensidad vendrá definido por:


18

0

1logII

L I = (8)

cuyos valores extremos serán 0 belios para Imin = I0 y 14 belios para va-

lores máximos de intensidad sonora Imax = 100 W/m2.

Ahora bien, como un margen de 14 belios no resulta suficientemente

amplio a nivel práctico, se utiliza la décima parte, «el decibelio» (dB).

De esta forma, la expresión del nivel de intensidad queda:

0

1log10II

L I = [ ]dB (9)

2.3.2. Niveles de presión sonora

Partiendo de la expresión del nivel de intensidad y recordando la rela-

ción entre intensidad y presión sonora, ecuaciones (2) y (3), el nivel de

presión sonora, también en decibelios, será:

20

2

log10pp

L rmsP = [ ]dB (10)

De las expresiones expuestas hasta ahora se deduce que el nivel de

presión y el nivel de intensidad, conceptualmente distintos, tienen el

mismo valor numérico, si bien es cierto que, por definición, la intensi-

dad sonora será una magnitud vectorial, que deberá ir acompañada

de una dirección y un sentido.

TABLA 2.2. Valores aproximados de nivel de presión sonora en entornos cotidianos.

EJEMPLos DE nIvELEs DE PrEsIón sonorA

nIvEL DE PrEsIón

sonorA En dB

vALorACIón suBJETIvA

DEL sonIDo

Despegue de un avión a 50 m 120 Muy elevado

Martillo neumático a 10 m 100 Muy elevado

Avenida de mucho tráfico 70-80 Elevado

Conversación normal a 1 m 60 Elevado

Sala de estar (noche) 35-40 Bajo

Estudio de radio 20 Bajo

19


2.3.3. Nivel de potencia sonora

Empleando la definición de potencia sonora, ecuaciones (4) y (5), el

nivel de potencia sonora se define como:

0

1log10ww

Lw = [ ]dB (11)

donde la potencia de referencia, w0 = 10-12 W, corresponde a la poten-

cia sonora de una fuente puntual que produce la intensidad umbral

sobre una superficie esférica de 1 m2.

Aplicando las propiedades del logaritmo y la relación existente entre la

intensidad y la potencia sonora en una fuente puntual emitiendo ondas

esféricas, se obtiene el incremento sonoro que existe entre dos puntos

cuando se reduce la distancia entre el emisor y el receptor a la mitad:

202

201 )2(44 rIrIw ππ ==

dBrr

II

L I 62log202

log10log102

0

0

2

1 ==

==∆ (12)

Es decir, para una fuente puntual, al duplicar la distancia a la fuente

(r1 = 2r0) el nivel de intensidad disminuye en 6 dB, mientras que un pro-

cedimiento análogo nos indicaría que para una fuente lineal, al du-

plicar la distancia a la fuente (r1 = 2r0) el nivel de intensidad disminuye

en 3 dB (ver Fig. 2.4).

dBrr

L I 32log102

log100

0 ===∆ (13)

Figura 2.4. Variación de niveles de presión sonora entre dos receptores a distintas distancias para fuentes puntuales y fuentes lineales.


20

En la práctica, las fuentes sonoras no siempre son puramente lineales

o puntuales, lo que implica que al doblar la distancia entre dos recep-

tores la diferencia del nivel de presión será entre 3 dB (fuente lineal) y

6 dB (fuente puntual).

2.3.4. Suma y resta de niveles

La escala logarítmica con la que se relacionan las magnitudes y los

niveles sonoros, ecuación (9), deberá tenerse en cuenta a la hora de

sumar y restar los niveles sonoros aportados por diferentes fuentes en

un mismo punto de inmisión de ruido. Por este motivo, para conocer

el nivel de presión sonora total, Lp,t, en un punto determinado sobre

el que emiten n fuentes un nivel de presión, Lp,n, se puede utilizar la

siguiente expresión:

∑=n

iLp

tpL 10,

, 10log10 (14a)

ecuación obtenida de la propia definición de decibelio, ya que la

presión total será la suma de las presiones aportadas por cada fuen-

te:

∑=

+++=

=

n

iLpnrmsrmsrmstrms

tp p

ppp

p

pL 10

,

20

2,

22,

21,

20

2,

, 10log10...

log10log10 (14b)

Por lo tanto, la suma del nivel sonoro producido por dos fuentes que

aportan 60 dB cada una será:

( ) dBL tp 6360310log102log10102log101010log10 1060

1060

1060

1060

, =+=

+=

∗=

+=

Por lo que se llega a la conclusión de que la suma de los niveles

sonoros de dos fuentes iguales, es igual al valor de una de ellas más

3 dB.

Si la suma es de dos fuentes cuya diferencia de niveles es mayor de 10

dB, 60 dB y 70 dB, el resultado es de:

dBL tp 705,701010log10 1070

1060

, ≈=

+=

21


Siendo prácticamente despreciable la aportación sonora de la fuen-

te cuyo valor es menor de 10 dB.

De igual forma, la resta de niveles se obtendrá de la expresión:

−= ∑

=

n

i

iLptLp

pL2

10,

10,

1, 1010log10 (15)

Por lo tanto, si se conoce el nivel sonoro producido por una fuente,

Lp,2 = 65 dB, y el nivel sonoro producido por la acción de las dos, Lp,t = 70

dB, el nivel de presión sonora aportado por la fuente 1 será:

dBLLptLp

p 35,681010log101010log10 1065

1070

102,

10,

1, =

−=

−=

La resta de niveles sonoros es comúnmente empleada para eliminar el

nivel de ruido de fondo2 de mediciones experimentales.

2.4. Espectros de frecuencias

El ruido producido por cualquier componente de una instalación de

climatización es una mezcla de todas las frecuencias en el rango au-

dible. La técnica del análisis espectral del sonido consiste en analizar

su contenido energético en función de la frecuencia. Los espectros

de frecuencia permitirán diferenciar entre sonidos graves y agudos,

siendo esta información muy útil para caracterizar el tipo de fuente

que lo produce, determinar su grado de molestia y proponer medidas

correctoras adecuadas para atajarlo.

Los espectros de frecuencias son tradicionalmente catalogados en

dos grupos:

— Espectros de ancho constante.

Estos espectros muestran la distribución frecuencial del sonido de for-

ma lineal. En función de la resolución, se conseguirá precisar la fre-

cuencia concreta en la que la fuente está emitiendo mayores niveles

sonoros (ver Fig. 3.5).

2 El ruido de fondo es el nivel sonoro existente en un punto de medición que no pertenece a la fuente de ruido evaluada y que no puede ser eliminado ni controlado durante el ensayo.


22

— Espectros de ancho proporcional

Las bandas de octava y tercio de octava son los ejemplos más comu-

nes de espectros proporcionales. En el caso de bandas de octava, la

relación que existe entre una banda y la anterior es de 2:1 (cada ban-

da tiene el doble de ancho que la anterior y la mitad que la siguiente),

siendo nombradas por la frecuencia media, ƒm.

21

2 =ƒƒ

21 ƒƒƒm = (16)

Figura 2.5. Espectro en banda de octavas (bandas comúnmente empleadas).

Las bandas de tercio de octava siguen la proporción de la raíz cúbica

de 2, por lo que el análisis sonoro a través de este espectro resulta-

rá más preciso al disponer de información más detallada del sonido

analizado.

3

1

2 2=ƒƒ

21 ƒƒƒm = (17)

Figura 2.6. Espectro en banda de tercio de octavas (bandas comúnmente empleadas).

23


En la emisión de una fuente, conocidos los niveles sonoros en banda

de octava o tercio de octava, el valor global, nivel sonoro en todo el

ancho de banda, se obtendrá de la suma logarítmica de los niveles

en cada una de las n bandas de frecuencia (ver ejemplo en Tabla

2.3) mediante:

∑=n

Lpƒn

globalL 1010log10 (18)

2.5. Percepción del sonido. Sonoridad y redes de ponderación

La valoración de un sonido se puede realizar de forma objetiva em-

pleando un nivel sonoro en dB, o bien introducir un índice subjetivo a

través del cual los niveles de presión sonora son corregidos mediante

filtros electrónicos que simulan la respuesta del oído humano al ruido.

Este tipo de filtros o correcciones se conocen como redes de ponde-

ración (ver Fig. 2.7).

Existen diversas redes de ponderación, A, B, C, o D, siendo la más

aceptada la red de ponderación A, comúnmente simbolizada como

dBA o dB(A). Estas redes corrigen los niveles sonoros de forma diferen-

te para cada frecuencia, con el propósito de simular la sensación que

el sonido provoca sobre el oído humano.

Figura 2.7. Redes de ponderación A, B y C. Estas redes introducen un factor de corrección con el propósito de evaluar un sonido conforme a la

sensación que éste provoca sobre el oído humano.


24

Conociendo los niveles sonoros en banda de octava, dB, y los índices

de corrección de las redes de ponderación, dB, la obtención del nivel

sonoro en dBA será el resultado de la suma aritmética de los mismos

(ver Tabla 2.3).

TABLA 2.3. Ejemplo de cálculo del nivel sonoro en dBA.

FrECuEnCIAs Hz

63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1.000 Hz 2.000 Hz 4.000 Hz 8.000 Hz Lglobal

Nivel (dB) 81 83 80 61,5 55 64 75 69 86,7 dB

Corrección A -26 -16 -9 -3 0 1 1 -1 —

Nivel (dBA) 55 67 71 58,5 55 65 76 68 78,3 dBA

Otras herramientas empleadas para valorar subjetivamente un sonido

son las curvas de sonoridad, entendiendo que la sonoridad es una

medida subjetiva de la intensidad con la que un sonido es percibido

por el oído humano, es decir, el atributo que permite ordenar sonidos

en una escala desde el más fuerte al más débil.

Estas curvas calculan la relación existente entre la frecuencia y la in-

tensidad (en dB) de dos sonidos para que éstos sean percibidos con

intensidades similares. De esta manera, todos los puntos sobre una mis-

ma curva isofónica tienen la misma sonoridad.

Figura 2.8. Curvas de sonoridad basadas en la intensidad sonora a 1.000 Hz.

Las curvas de sonoridad NR fueron desarrolladas por la «International

Standards Organisation (ISO)» en 1971 para normalizar la sonoridad,

25


teniendo como referencia la banda de 1.000 Hz, es decir, la curva

NR70 tiene un valor de 70 dB a 1.000 Hz. Estas curvas marcan los niveles

de sonoridad aceptables en ambientes interiores para la protección

frentes a instalaciones de climatización y garantizar el confort acústi-

co (ver Tabla 3.1).

Con anterioridad a estas curvas se presentaron las curvas NC de igual

sonoridad (ver Fig. 2.9) con las que se pretendió originalmente relacio-

nar el espectro de un ruido con la perturbación que éste producía en

la comunicación verbal, teniendo en cuenta los niveles de interferen-

cia de la palabra y los niveles de sonoridad.

Ambas curvas serán empleadas siguiendo diferentes recomendacio-

nes que establecen la curva límite que no se deberá superar en el

interior de espacios destinados a diferentes actividades, tales como

aulas, habitaciones, oficinas, etc.

Figura 2.9. Curvas de igual sonoridad NR y NC.


26

2.6. Propagación del sonido en campo libre y reverberante

El comportamiento sonoro de una fuente de ruido y el impacto que

puede ocasionar sobre un receptor potencial, dependerá en gran

medida del entorno en el que se encuentre ubicada. Esta circuns-

tancia establece dos condiciones a la hora de relacionar el nivel de

potencia generado por una fuente y el nivel de presión captado en

un punto cualquiera de su entorno:

— Propagación del sonido en campo libre.

Se considerará que una fuente sonora está emitiendo en un espacio

abierto o campo libre, cuando el receptor sea alcanzado únicamen-

te por la onda directa emitida por una fuente existente en el mismo.

Este tipo de espacios se caracteriza por no disponer de superficies

reflectantes en su entorno. Cabe destacar que es habitual encontrar

fuentes semiesféricas sustentadas por un plano reflectante que condi-

cionan su directividad (ver ecuación (20)).

Figura 2.10. Onda directa entre emisor y receptor en campo libre.

Empleando las definiciones de presión, intensidad y potencia sonora,

así como el concepto de decibelio, se obtiene la relación existente

entre el nivel de potencia emitido por una fuente, Lw, y el nivel de

presión ideal percibido por un receptor, Lpd, a una distancia determi-

nada, d:

+=

24log10

dED

LL wpd π (19)

27


Esta expresión también podrá tomar la siguiente forma:

EDwpd KdLL −−= 2log10 (20)

donde tanto ED como KED son factores que dependerán de la direc-

tividad sonora de la fuente o superficie de emisión de la misma, to-

mando los valores mostrados en la Tabla 2.4 en función de los planos

reflectantes que condicionen su emisión.

TABLA 2.4. Valores de los índices de directividad en función de la superficie de emisión de una fuente sonora.

suPErFICIE FACTor ED ConsTAnTE KED

Esfera 1 11

Semiesfera 2 8

Cuarto de esfera 4 5

Octavo de esfera 8 2

— Propagación del sonido en campo difuso o reverberante

Para el caso de una fuente emitiendo en un campo difuso, la ener-

gía sonora que captará un receptor será la transmitida a través de

la onda directa y las distintas ondas reflejas que lo alcancen (ver

Fig. 2.11).

Figura 2.11. Transmisión sonora entre emisor y receptor en campo difuso.


28

La existencia de superficies reflectantes, y por lo tanto su área de ab-

sorción equivalente3, en un espacio cerrado en el que se produce la

emisión sonora, condicionará la relación entre el nivel de potencia

emitido por la fuente y el nivel de presión recibido a una distancia de

la misma, quedando plasmado en la siguiente ecuación:

++=

AdED

LL wpd

44

log102π

(21)

donde A es el área de absorción equivalente, en m2, entendida como

el sumatorio de las diferentes superficies que conforman el recinto, Si,

por el coeficiente de absorción de cada una de ellas, ai.

El coeficiente de absorción de una superficie vendrá determinado

por las características del material del que se compone. Catálogos

comerciales y bases de datos encontradas en la bibliografía son las

principales fuentes de información para determinar el coeficiente de

absorción de un material, el cual podrá variar significativamente para

las diferentes bandas de frecuencia (ver Tabla 2.5).

∑= ii SA α (22)

Para la estimación experimental de este parámetro acústico caracte-

rístico de un espacio cerrado, suele emplearse la Fórmula de Sabine,

donde el área de absorción equivalente se relaciona experimental-

mente con el tiempo de reverberación existente en la estancia4 y el

volumen de la misma.

rTV

A 16,0= (23)

donde:

V es el volumen de la sala en m3.

Tr es el tiempo de reverberación experimental de la sala en segundos.

3 El área de absorción equivalente se obtiene del sumatorio de superficies exis-tentes en el espacio cerrado multiplicado por el coeficiente de absorción de los materiales existentes en cada una de las superficies.

4 Entendido como el tiempo que una onda sonora tarda en reducirse 60 dB en un espacio cerrado.

29


TABLA 2.5. Coeficiente de absorción de algunos materiales en bandas de octava.

125 Hz 250 Hz 500 Hz 1.000 Hz 2.000 Hz 4.000 Hz

Hormigón 0,01 0,01 0,015 0,02 0,02 0,027

Enlucido de yeso 0,02 0,02 0,02 0,03 0,04 0,04

Placa de escayola 0,04 0,03 0,03 0,04 0,05 0,08

Parquet flotante 0,20 0,15 0,12 0,08 0,10 0,15

Moqueta 0,08 0,27 0,39 0,34 0,48 0,63

Fibra de Vidrio 0,2 0,37 0,6 0,8 0,75 0,7

Según los valores mostrados en la Tabla 2.5, una estancia de 5 m x 3 m

x 2,25 m con paredes enlucidas, techo de escayola y suelo de parquet

flotante tendrá un área de absorción equivalente para la banda de

1.000 Hz, A1kHz:

21 88,2)03,0*)75,6*225,11*2(()08,0*15()04,0*15( mSA iikHz =+++== ∑α

Conocido el volumen de la sala en m3 y el área de absorción equiva-

lente en m2, el tiempo de reverberación existente en la sala en segun-

dos será:

sAV

TkHz

kHzr 875,188,275,33

16,016,01

1,===

La presencia de muebles, cortinas, decoración y personas en una es-

tancia mejorará su absorción equivalente. Generalmente, se puede

asumir que el tiempo de reverberación de una estancia perfectamen-

te amueblada (cortinas, tapizados, muebles, etc.) es de 0,5 segun-

dos.

2.6.1. Pérdida por inserción o atenuación

La presencia de elementos absorbentes, barreras, cerramientos o

conductos en un sistema de distribución entre la fuente generadora

de ruido y el punto de inmisión o recepción sonora a una distancia d,

provocará una reducción en el nivel de presión que dependerá de las

características del elemento barrera y que se conocerá como ∆L. La

pérdida por inserción o atenuación cumplirá la ecuación:


30

dpdp LLL ,, '−=∆ (24)

donde:

Lp,d es el nivel de presión sin la presencia del elemento «barrera».

L’p,d es el nivel en el mismo punto tras insertar el elemento entre emisor

y receptor.

Algunos valores de referencia para conocer la capacidad de atenua-

ción media de elementos empleados en instalaciones de climatiza-

ción son:

— Barrera de chapa ....................................... 15 dB

— Silenciador ................................................... 25 dB

— 1 metro de conducto absorbente ........... 7 dB

31


ProBlEMAS PoTENCIAlES EN lAS INSTAlACIoNES3

Los sistemas de climatización son equipos pensados para acondicio-

nar espacios destinados al uso y disfrute de personas, por lo que resul-

ta esencial su ubicación en áreas muy próximas a potenciales afec-

tados por su funcionamiento. Si a esta circunstancia se une el hecho

de que estos equipos basan su funcionamiento en el accionamiento

mecánico de sus componentes y el trasiego de fluido, es fácil que

estas instalaciones sean consideradas y tratadas como posibles focos

de ruido en su lugar de instalación.

Figura 3.1. Potenciales fuentes de ruido de una instalación de climatización.

Las principales causas de ruido generado por instalaciones de clima-

tización se deben a:


32

• El diseño inadecuado de los elementos que componen el sistema

de climatización y su incorrecta ubicación.

• La desestimación de las recomendaciones de los fabricantes sobre

la instalación de los equipos de climatización.

• La reducción de costes en obra sin tener en cuenta las implicacio-

nes sonoras que esto puede suponer.

3.1. Tipos de ruidos y fuentes sonoras en instalaciones de climatización

La clasificación de las diferentes tipologías de ruido resulta vital a la

hora de localizar y caracterizar el tipo de perturbación antes de pro-

poner medidas correctoras para su minimización. Según las caracte-

rísticas del foco que produce la perturbación, su medio de dispersión

y su recepción, se podrá distinguir entre:

• ruido aéreo: perturbaciones sonoras generadas por una variación

de presión atmosférica en el aire, transmitidas por medio aéreo y

percibidas por el receptor a través del oído.

En una instalación de climatización los difusores, las rejillas o el ruido

generado por las unidades exteriores a los vecinos de otro edificio

son ejemplos de ruido aéreo.

• ruido de impacto: ruido generado a través de la interacción mecá-

nica de dos elementos sólidos (tacón-suelo) transmitido a través de

la estructura y percibido por el oído del receptor.

El ruido derivado del impacto producido por el régimen turbulento

sobre una tubería o el contacto mecánico entre elementos de una

unidad de tratamiento de aire, pueden ser transmitidos y percibidos

como ruido de impacto.

• vibraciones: oscilación generada a través de la interacción me-

cánica de dos elementos sólidos, la transmisión y la recepción por

elementos rígidos.

La percepción del funcionamiento de un ventilador o un compresor

a través del contacto de la mano con la pared o el suelo, estarán

catalogados como vibraciones derivadas del funcionamiento en

una instalación de climatización.

33


Como ya se ha comentado, resultará sencillo encontrar perturbacio-

nes acústicas de los tres tipos citados en una instalación de climati-

zación, siendo necesaria su correcta identificación para solventar los

problemas potenciales derivados de su funcionamiento.

Figura 3.2. Tipos de ruidos en una unidad exterior.

3.2. Confort acústico

El adecuado entorno acústico de un espacio cerrado garantizará la

satisfacción de sus usuarios. El confort acústico presenta como objeti-

vo principal garantizar que los niveles sonoros a los que se ve sometido

un entorno son acordes con la actividad que en éste se va a realizar,

estableciendo, por ejemplo, exigencias distintas para una habitación

de un hospital o para las oficinas de una nave industrial.

Las consideraciones que garantizarán un confort acústico óptimo

son:

• soluciones eficientes en fase de diseño. Los profesionales encarga-

dos del diseño de un espacio o conjunto de espacios deberán con-

templar las necesidades acústicas del mismo en su fase de diseño.

De esta manera, se conseguirá proponer y aplicar medidas de ac-

tuación optimas con el menor coste posible.


34

• Minimizar ruido en el origen. La alteración sonora de una estancia

viene generada por una fuente de ruido, por lo tanto, la primera

medida para reducir los niveles sonoros pasa por actuar inicialmen-

te sobre la fuente que ha generado la perturbación.

• Buen montaje e instalación de los diferentes componentes. Un buen

diseño no sirve de nada si el profesional encargado de su instala-

ción no sigue las directrices y recomendaciones marcadas por pro-

yectistas y fabricantes.

• Criterios aerodinámicos en redes de conductos. Los conductos

funcionan como puente de transmisión sonora y como elemen-

to generador de ruido, siendo necesario analizar el comporta-

miento del aire en el interior de los mismos, proponiéndose la

instalación que minimice «recodos» y zonas de régimen turbu-

lento.

• Estudio de los apoyos antivibración. Las vibraciones son el origen de

la mayoría de los problemas de ruido en una instalación, por lo que,

evitando su transmisibilidad empleando sistemas elásticos y muelles

metálicos, se conseguirá atajar la perturbación antes de que pase

al aire.

• Extremar precauciones y usar de materiales específicos en loca-

les de uso especial. Los espacios especialmente silenciosos pre-

cisarán de soluciones antirruido que permitan reducir de forma

significativa el ruido de la instalación. Los sistemas encapsulados

y los silenciadores en las tomas y salidas de aire garantizarán el

cumplimiento de los requerimientos planteados por estos espa-

cios.

3.2.1. objetivo de confort acústico

La consideración de estos aspectos a la hora de diseñar y ejecutar

una instalación de climatización llevará implícita la consecución de

los objetivos o recomendaciones de confort acústico. La Tabla 3.1

muestra los valores de las curvas NR recomendados para diferente

tipo de espacios en función de la actividad a desarrollar en cada uno

de ellos.

35


TABLA 3.1. Curvas límite NR recomendadas por la ISO/R 1996 para espacios destinados a diferentes actividades.

CurvAs «noIsE rATInG» TIPo DE rECInTos

nr 25 Salas de concierto, estudios de grabación y di-fusión, iglesias.

nr 30 Viviendas privadas, hospitales, teatros, cines, salas de conferencias.

nr 35 Bibliotecas, museos, juzgados, colegios, hos-pitales, teatros, salas de operaciones, pisos, hoteles, oficinas.

nr 40 Pasillos, zonas comunes, vestuarios, restauran-tes, salas de noche, servicios, tiendas.

nr 45 Grandes almacenes, supermercados, cantinas, oficinas generales.

nr 50 Oficinas con máquina ligera.

nr 60 Factorías e industria ligera.

nr 70 Fundiciones, industria pesada.

El Real Decreto 1367/2007 que desarrolla la ley del ruido, también esta-

blece valores límite en espacios interiores para periodos de mañana,

Ld, tarde, Le, y noche, Ln, que podrán ser empleados como referencias

de confort acústico.

TABLA 3.2. Valores límite en espacios interiores RD 1367/20075.

Uso DEl EDificio Tipo DE rEcinToÍnDicEs DE rUiDo

ld le ln

Vivienda o uso residencial Estancias 45 45 35

Dormitorios 40 40 30

Hospitalario Zonas de estancia 45 45 35

Dormitorios 40 40 30

Educativo o cultural Aulas 40 40 40

Salas de lectura 35 35 35

Otras normas proponen valores máximos en diferentes espacios en

función de la actividad a realizar en los mismos.

5 Anexo II del RD 1367/2007. Objetivos de calidad acústica para ruido aplicables al espacio interior habitable de edificaciones destinadas a vivienda, usos resi-denciales, hospitalarios, educativos o culturales.


36

TABLA 3.3. Valores de nivel de intensidad sonora máxima en espacios interiores según norma VDI 2058.

niVElEs clÁsicos DE rUiDosintensidad sonora máxima según norma VDi 2058

En el puesto de trabajo

En trabajos predominantemente intelectuales 50 dB(A)

En trabajos de oficina sencillos y actividades semejantes 70 dB(A)

En otros trabajos 90 dB(A)

En la vecindad

En zonas con sólo instalaciones industriales 70 dB(A)

En zonas con predominio de instalaciones industriales

Durante el día 65 dB(A)

Durante la noche 50 dB(A)

En zonas con instalaciones industriales y viviendas



En zonas con predominio de viviendas



En zonas residenciales de viviendas



En zonas de sanatorios, hospitales, etc.



TABLA 3.4. Valores máximos permitidos de nivel sonoro en locales acondicionados, según norma VDI 2081-1971.

Tipo DE localniVEl sonoro

dB(a)

Salas para conciertos, conferencias, etc. 25-30

Teatros, iglesias y locales de uso parecido 30-35

Habitaciones en hospitales y hoteles 25-35

Quirófanos, salas de tratamiento y reconocimiento de enfermos y de espera

35

Cines, salas de reuniones, de dirección y de lectura 30-35

Aulas, clases, oficinas con exigencias más elevadas 35-40

Oficinas, restaurantes con exigencias más elevadas 40-45

Grandes salas de oficinas con concurrencia de públi-co, restaurantes normales

45-50

37


3.2.2. Código Técnico de la Edificación: documento básico de protección frente al ruido (DB-Hr)

Los requerimientos que deberán cumplir las instalaciones de climati-

zación en un edificio de viviendas es uno de los objetivos tratados por

el Documento Básico de Protección frente al Ruido (DB-HR) del Códi-

go Técnico de la Edificación.

3.2.2.1. Datos suministrados por el fabricante

En el DB-HR se establece que los suministradores de los equipos y pro-

ductos empleados en la instalación de climatización incluirán en la

documentación de los mismos los valores de las magnitudes que ca-

racterizan los ruidos y las vibraciones derivados de su funcionamiento,

siendo necesario:

a) El nivel de potencia acústica, Lw, de equipos que producen ruidos

estacionarios.

b) El coeficiente de absorción acústica, a, de los productos absorben-

tes utilizados en conductos de ventilación y aire acondicionado.

c) La atenuación de conductos prefabricados, expresada como pér-

dida por inserción, ∆L, y la atenuación total de los silenciadores

que estén interpuestos en conductos o empotrados en fachadas o

en otros elementos constructivos.

d) La rigidez dinámica, krig, y la carga máxima, qmax, de los lechos elás-

ticos utilizados en las bancadas de inercia6.

e) El coeficiente de amortiguamiento, cam, la transmisibilidad, τ, y la

carga máxima, qmax, de los sistemas antivibratorios puntuales utili-

zados en el aislamiento de maquinaria y conductos7.

6 La transmisibilidad, la rigidez dinámica, la carga máxima y el coeficiente de amortiguación son factores propios de los sistemas de apoyo, bancadas de inercias y elementos antivibración empleados para la sujeción de la maqui-naria empleada en la instalación, ver apartado 4.3.

7 La transmisibilidad, la rigidez dinámica, la carga máxima y el coeficiente de amortiguación son factores propios de los sistemas de apoyo, bancadas de inercias y elementos antivibración empleados para la sujeción de la maqui-naria empleada en la instalación, ver apartado 4.3.


38

3.2.2.2. Condiciones de montaje

A su vez, el DB-HR establece las directrices a seguir a la hora de insta-

lar estos equipos:

a) Los equipos se instalarán sobre soportes antivibratorios elásticos

cuando se trate de equipos pequeños y compactos o sobre una

bancada de inercia cuando el equipo no posea una base pro-

pia suficientemente rígida para resistir los esfuerzos causados por

su función o se necesite la alineación de sus componentes, como,

por ejemplo, del motor y el ventilador o del motor y la bomba.

b) En el caso de equipos instalados sobre una bancada de inercia,

tales como bombas de impulsión, la bancada será de hormigón

o acero, de tal forma que tenga la suficiente masa e inercia para

evitar el paso de vibraciones al edificio. Entre la bancada y la es-

tructura del edificio deben interponerse elementos antivibratorios.

c) Se consideran válidos los soportes antivibratorios y los conectores

flexibles que cumplan la Norma UNE 100153 IN.

d) Se instalarán conectores flexibles a la entrada y a la salida de las

tuberías de los equipos.

e) En las chimeneas de las instalaciones térmicas que lleven incorpo-

rados dispositivos electromecánicos para la extracción de produc-

tos de combustión se utilizarán silenciadores.

La primera versión del DB-HR8 establece recomendaciones y medidas

concretas para diferentes tipos de instalaciones:

Equipos en recintos de instalaciones

El valor límite de nivel de potencia que deberán tener los equipos insta-

lados en el interior de recintos vendrá determinado por la fórmula 25.

(25)

8 Cabe destacar que los aspectos que se desarrollan a continuación pertene-cen a la primera versión del documento, y aún siendo conscientes que versio-nes posteriores han bajado el grado de exigencias, es bueno tomar los reque-rimientos más estrictos como objetivos de calidad ambiental.

39


donde V es el volumen de la estancia, Tr el tiempo de reverberación

y los factores K (constante que dependerá del tipo de equipo a eva-

luar) y τ (transmisibilidad del sistema antivibratorio9) vendrán determi-

nados por la Tabla 3.5.

TABLA 3.5. Valores de K y τ de los sistemas antivibratorios para las diferentes tipologías de equipos en recintos de instalaciones.

Tipo DE EqUipo K τCalderas 12,5 0,15

Bombas de impulsión 12,5 0,10

Maquinaria de ascensores 1.000 0,01

Aire acondicionado

Se recomienda que los conductos de aire acondicionado sean reves-

tidos de un material absorbente acústico, empleando silenciadores

específicos en las entradas y salidas de aire. Para evitar el paso de

las vibraciones de los conductos a los elementos constructivos se re-

comienda el uso de sistemas antivibratorios, tales como abrazaderas,

manguitos y suspensiones elásticas. Se recomienda el uso de rejillas y

difusores terminales lo más silenciosos posibles.

El nivel de potencia acústica máxima generada por el paso del aire

acondicionado viene dada por la expresión:

[dB] (26)

donde:

Lw, nivel de potencia acústica de la rejilla, dB.

Tr, tiempo de reverberación en segundos del recinto que se puede

calcular según la formula de Sabine (ecuaciones (22) y (23)).

V, volumen del recinto, m3.

LeqA,T, valor del nivel sonoro continuo equivalente estandarizado pon-

derado A (ver Tabla 3.6).

9 La transmisibilidad de un sistema antivibración es el porcentaje de energía vibratoria transmitida de la máquina a la base que la sustenta.


40

TABLA 3.6. LeqA,T para diferentes usos y tipos de recintos.

Uso DEl EDificio Tipo DE rEcinTo Valor leqa,T (dBa)

Sanitario Estancias 35

Dormitorios y quirófanos 30

Zonas comunes 40

Residencial Dormitorios y estancias 30

Zonas comunes y servicios 50

Administrativo Despachos profesionales 40

Oficinas 45

Zonas comunes 50

Docente Aulas 40

Sala de lectura y conferencias 35

Zonas comunes 50

Cultural Cines y teatros 30

Sala de exposiciones 45

Comercial 50

ventilación

Se recomienda el aislamiento de los conductos y conducciones verti-

cales de ventilación que discurran por recintos habitables y protegidos

dentro de una unidad de uso, especialmente los conductos de extrac-

ción de humos de los garajes, que se considerarán recintos de instala-

ciones.

En el caso de instalaciones de ventilación con admisión de aire por

impulsión mecánica, los difusores deben cumplir con el nivel de po-

tencia máximo recomendados en el apartado anterior.

Equipos en cubierta

El nivel de potencia acústica máxima de los equipos situados en cu-

biertas y zonas exteriores anejas, será tal que en el entorno del equipo

y en los recintos habitables y protegidos no se superen los objetivos de

calidad acústica correspondientes.

41


3.3. Consideraciones técnicas y problemática acústica de las instalaciones de climatización

Los elementos que conforman un sistema de climatización varían os-

tensiblemente en función del tipo de sistema seleccionado (sistemas

compactos, partidos, etc.), el volumen del espacio a acondicionar y

otros requerimientos específicos. Esta heterogeneidad en las instala-

ciones implica también variaciones importantes en la problemática

sonora entre cada una de ellas.

Figura 3.3. Sistemas compactos.

A nivel general, los elementos que a priori son susceptibles de produ-

cir un impacto sonoro sobre los usuarios de la instalación o personas

ajenas a la misma son:

• Sistemas de ventilación.

• Unidades exteriores.

• Unidades interiores.

• Conductos.

• Rejillas y difusores.


42

Figura 3.4. Sistema de aire de caudal constante e identificación de las posibles fuentes de ruido del mismo.

La identificación de estos elementos como fuentes de ruido y la ca-

racterización de los niveles sonoros que producen, permitirá evaluar

los posibles problemas y proponer medidas correctoras acorde con

su funcionamiento y rendimiento. A continuación se describe de for-

ma detallada la problemática de los principales elementos identifi-

cados.

3.3.1. Sistemas de ventilación

Debido al desplazamiento del aire y al movimiento de las aspas o

álabes a una determinada velocidad, el ventilador provoca una

perturbación brusca sobre el medio que lo rodea que se traduce

en la emisión de ruido. Debido a su funcionamiento, los sistemas de

ventilación se caracterizan por presentar elevados niveles sonoros

en la banda de frecuencia en la que se encuentra la «Frecuencia

de paso de aspa», entendida como la velocidad de funcionamiento

del ventilador, multiplicado por el número de aspas o álabes que lo

componen:

(27)

43


Donde:

NºAspas, número de aspas.

RPMventilador, velocidad de funcionamiento del ventilador en r/min.

ƒaspas, frecuencia característica de emisión de un ventilador en Hz.

Estos elevados niveles sonoros de la frecuencia de aspas y sus armóni-

cos10 se deben a flujos de entrada mal repartidos, existencia de flujos

secundarios y remolinos, y a las capas turbulentas que se forman cer-

ca del álabe, provocando la perturbación a cada paso del mismo.

Figura 3.5. Espectro de frecuencia característico de un cooling fan de 120 mm de diámetro.

Tal y como establece el Código Técnico y el resto de recomendacio-

nes, para evaluar la incidencia acústica que el ventilador puede pro-

ducir en un determinado entorno, es necesario conocer el nivel de

potencia acústica del mismo. Para ello, son tres las posibles vías para

conseguir esta información:

10 Frecuencias resultantes de multiplicar la frecuencia principal, ƒaspas, por un nú-mero entero.


44

- Datos del fabricante

Los catálogos comerciales suelen facilitar los niveles de potencia

sonora o de presión sonora recibida a una distancia conocida en

determinadas condiciones de funcionamiento del ventilador y en

un entorno sonoro concreto. Esta información, junto con las ca-

racterísticas acústicas del entorno en el que se pretende instalar

el equipo, permitirá conocer los niveles derivados de su funciona-

miento.

Figura 3.6. Niveles de potencia sonora de diferentes modelos de ventilador.

Para conocer con mayor grado de detalle las características

sonoras del ventilador y proponer medidas correctoras precisas,

es conveniente disponer de los niveles de presión o potencia so-

nora en bandas de octava o tercio de octava, ya que permitirán

focalizar las medidas correctoras a las principales bandas de emi-

sión.

45


Figura 3.7. Nivel de potencia sonora en banda de octavas de un ventilador axial y un ventilador centrífugo.

- Algoritmos o tablas experimentales

Determinadas recomendaciones, así como estándares internaciona-

les, presentan algoritmos y tablas a través de los cuales es posible es-

timar los niveles de potencia sonora de un equipo en función de sus

características de funcionamiento, nº de aspas, potencia, velocidad,

etc. La información que se puede extraer de estos ábacos y tablas no

suele ser tan exacta como la proporcionada por el fabricante, pero

permite disponer de un orden de magnitud sin necesidad de realizar

ensayos experimentales.

(28)

donde Q es el caudal en m3/s y ΔP es la variación de presión del ven-

tilador en mm c.d.a. (ver Fig. 3.8).


46

Figura 3.8. Gráficas para la estimación del nivel de potencia sonora de un ventilador en función de su caudal.

- Ensayos normalizados (normas Iso 13347, 3744, 3743, 3745, 5136)

Este conjunto de estándares establecen técnicas de ensayos para la

obtención del nivel de potencia sonora de fuentes en diferentes entor-

nos y con distintos grados de precisión.

Cada uno de estos ensayos requiere de un entorno acústico deter-

minado (cámaras anecoicas, semianecoicas, etc.) y proporciona el

nivel de potencia sonora del sistema a través de medidas de nivel

de presión en puntos estratégicamente distribuidos (ver Fig. 3.9). Las

características del entorno, el número de puntos de ensayo y su distri-

bución variarán en función del tipo y tamaño de la fuente sonora, así

como de la norma seguida para realizar el ensayo.

Figura 3.9. Distribución de puntos de ensayo, para la obtención del nivel de potencia sonora de una fuente de ruido sobre plano reflectante por el

método del paralelepípedo según la norma UNE EN ISO 3744: 1996.

47


Figura 3.10. Instalaciones de Soler y Palau destinadas para el ensayo de ventiladores conforma a la Norma ISO 13347. http://www.solerpalau.es/formacion_01_15.html

Una vez conocida la potencia sonora de un ventilador perteneciente

a una tipología concreta, la norma UNE 100 230 95 establece que si

un ventilador debe funcionar en condiciones diferentes de las ensa-

yadas, no es práctico ni económico efectuar nuevos ensayos para

determinar sus prestaciones. Para ello, propone un conjunto de ecua-

ciones a través de los cuales es posible determinar, con buena pre-

cisión, las nuevas prestaciones a partir de los ensayos efectuados en

condiciones normalizadas.

A efectos prácticos, la norma recomienda el uso de formas empíricas

para determinar los niveles sonoros de ventiladores que se ven some-

tidos a regímenes de marcha distintos a los dispuestos en los ensayos

sonoros o bien se ven sometidos a variaciones en las condiciones de

flujo. Estas relaciones son de aplicación cuando se trata de una serie

de ventiladores homólogos, de dimensiones y características seme-

jantes, que se mantienen al variar el tamaño de uno de ellos a cual-

quier otro de su misma familia. También es necesario que la velocidad

del fluido dentro del ventilador sea proporcional de uno a otro, para

lo cual debe comprobarse que la razón entre la velocidad periférica

de dos puntos de un rodete sea la misma que la de entre dos puntos

semejantes del otro rodete.

Estas relaciones permitirán estimar el nivel de potencia sonora emiti-

do por el ventilador cuando se modifiquen algunas de las siguientes

variables:


48

• Dr: diámetro hélice/rodete, m

• n: velocidad rotacional, s-1

• r: densidad, kg/m-3

• Pƒ: presión del ventilador, Pa

• Qv: caudal de entrada, m3/s

Figura 3.11. Ventiladores homólogos con diferente diámetro.

Las ecuaciones que relacionan estas magnitudes son:

(29)

(30)

(31)

(32)

(33)

49


Las fórmulas para el cambio de diámetro deben usarse con precau-

ción, ya que sólo son válidas si los ventiladores que relacionan son

rigurosamente semejantes. En la práctica siempre hay desviaciones

de semejanza que no se aprecian ostensiblemente y más cuando se

trata de aparatos de la misma familia.

Por último, cabe destacar la importancia que va a tener la instalación

del ventilador a la hora de variar el nivel de potencia proporcionado

por el fabricante o los ensayos experimentales, procurando siempre

seleccionar los sistemas de conductos que presenten una mínima re-

sistencia y favorecer la entrada aerodinámica.

3.3.2. Equipos instalados en espacios cerrados (unidades

interiores y sus salas)

Los diferentes elementos de la instalación que se ubican y se utilizan en

un espacio cerrado serán estudiados y evaluados teniendo en cuen-

ta no sólo sus características acústicas sino también las propiedades

acústicas del entorno en el que se encuentran instalados.

La propagación sonora de los niveles sonoros generados y transmiti-

dos en espacios cerrados ha sido analizada en el apartado 2.6, don-

de quedó patente que el nivel de presión generado por una fuente

sonora en el interior de una estancia dependerá sensiblemente del

entorno en el que se propaga:

(34)

El nivel de presión a una distancia de la fuente sonora dependerá del

nivel de potencia de la fuente en cuestión, la distancia entre emisor

y receptor, la directividad sonora de la fuente y el área de absorción

equivalente del espacio en el que se encuentran emisor y receptor.

Por lo tanto, para evaluar el impacto sonoro potencial de un equipo

y la aplicación de tratamientos que reduzcan estos niveles se tendrá

en cuenta:


50

• El tipo de ruido. Tal y como se ha visto con los ventiladores, será

necesario conocer el nivel de potencia sonora de la UTA (datos fa-

cilitados por el fabricante o resultante de ensayos experimentales),

siendo recomendado que esta información se facilite en bandas de

frecuencia, octava o 1/3 de octava.

• ruido de fondo existente en la estancia. La presencia de fuentes

sonoras ajenas al equipo instalado podrá aportar un nivel sono-

ro de fondo que se sumará, de forma logarítmica (ver apartado

2.3.4) a la presión derivada del funcionamiento de la unidad in-

terior.

• El acondicionamiento sonoro de la sala. El uso de materiales absor-

bentes en el interior de estas salas aumentará el área de absorción

equivalente de las mismas, lo que reducirá los niveles de presión

sonora en el interior y evitará problemas de transmisión.

• El aislamiento acústico de la sala. Una sala acondicionada no está

necesariamente aislada al exterior, por lo tanto se deberá llevar es-

pecial cuidado a la hora de seleccionar los cerramientos verticales

y horizontales de la sala para evitar molestias. El DB-HR establece

valores mínimos de aislamiento para este tipo de salas. Cabe des-

tacar que la transmisión de ruido de impacto o posibles vibraciones

también serán tenidas en cuenta a la hora de proponer medidas

para el control sonoro de la instalación y, en este aspecto, el ade-

cuado diseño de sistemas antivibración será de vital importancia

(ver apartado 4.3).

• La dimensión de la sala. Las salas de climatizadores han de estar

dimensionadas suficientemente para poder realizar un diseño ópti-

mo desde el punto de vista acústico. Se necesitan unas dimensiones

adecuadas tanto en planta como en altura para poder ubicar si-

lenciadores y conductos de dimensiones suficientes y poder realizar

conexiones, giros y embocaduras con un diseño óptimo acústica-

mente.

• La ubicación de la sala. Una sala de climatizadores debe ser tal

que evite locales de elevada sensibilidad acústica junto a dicha

sala. Siempre se deben instalar puertas de alta hermeticidad y,

cuando sea posible, vestíbulos de independencia en el acceso a

la sala.

51


Figura 3.12. Aspectos constructivos a tener en cuenta en una sala de climatizadores.

Una vez estudiadas todas las variables que intervienen en la genera-

ción y transmisión sonora, los niveles en el receptor deberán ser inferio-

res a los niveles máximos de ruido permitidos en interiores, estableci-

dos por la legislación actual y recomendaciones varias (ver apartado

3.2.1).

3.3.3. Equipos instalados en espacios abiertos

(unidades exteriores)

Las unidades exteriores de la instalación presentan una problemática

similar, pero con algunos matices que hacen que la dispersión de los


52

niveles de presión en el exterior pueda alcanzar grandes distancias,

afectando a personas ajenas a la instalación.

Foto 3.1. Unidad exterior.

El Real Decreto 1367/2007 que aplica la Ley del Ruido establece que

el nivel de potencia acústica máximo de los equipos situados en cu-

biertas y zonas exteriores anejas será tal que en el entorno del equipo

y en los recintos habitables y protegidos no se superen los objetivos de

calidad acústica correspondientes (ver Tabla 3.2). Por lo tanto, para

conocer si se superan esos objetivos de calidad, será necesario em-

plear la fórmula que relaciona los niveles de presión sonora a una dis-

tancia determinada con los niveles de potencia que emite una fuente

puntual11, la distancia entre emisor y receptor, y la directividad sonora

de la fuente (ver Fig. 3.13).

(35)

11 Esta suposición se podrá considerar válida cuando la distancia entre emisor y receptor sea 4 veces la mayor de las dimensiones de la fuente emisora.

53


Figura 3.13. Factor ED de directividad de fuentes puntuales emitiendo en campo abierto.

Los datos de nivel de potencia, una vez más, deberán ser facilitados

por el fabricante u obtenidos a través de ensayos normalizados (ISO

3744, 3745, etc.) (ver Fig. 3.14). Cabe destacar que la ecuación (35)

será válida para campo libre y distancias entre emisor y receptor li-

mitadas (máx. 40 metros). En caso contrario, se deberá emplear la

norma ISO 9613. Acústica-Atenuación del sonido cuando se propaga

en el ambiente exterior, Parte 2: Método general de cálculo, para co-

nocer la atenuación.

Figura 3.14. Nivel de presión sonora emitido por un equipo, comparado con las curvas NC.


54

Figura 3.15a. Ensayo normalizado para la obtención del nivel de potencia sonora de una unidad exterior en diferentes condiciones.

Figura 3.15b. Espectro de frecuencias en 1/12 de octava de una unidad exterior con diferentes sistemas de rejillas obtenida a través del ensayo

mostrado en la Fig. 3.15a.

Cuando la información proporcionada por el fabricante viene dada

en bandas de frecuencia (octava o tercio de octava) será más fácil

conocer el impacto real que la fuente producirá, permitiendo propo-

ner medidas correctoras más efectivas.

Algunos fabricantes proporcionan el nivel de presión a una distancia

determinada. Con este dato se podrá estimar el nivel de presión a la

distancia deseada:

(36)

55


Foto 3.2. Unidad exterior en cubierta con silenciador en la toma de aire.

Las recomendaciones que se deben seguir para evitar en la media-

da de lo posible problemas sonoros resultantes del funcionamiento de

unidades exteriores son:

• Seleccionar una ubicación adecuada para el equipo, evitando la

proximidad a terrazas, balcones y espacios residenciales.

• Una vez seleccionada la ubicación, estudiar la mejor orientación

del equipo. Por norma general, las unidades exteriores son equi-

pos altamente direccionales, por lo que se procurará orientar el

equipo consiguiendo que el área de máxima emisión (puntos de

flujos de entrada y salida) queden encarada a áreas abiertas en

las que no se encuentran vecinos o áreas potencialmente sensi-

bles al ruido.

• De igual manera, resultará altamente ventajoso aprovechar las

barreras naturales que ofrece el entorno en el que se instala-

rá el equipo (otras azoteas, muros, paneles solares, etc.), consi-

guiendo a través de su presencia la reducción de los niveles de

inmisión.


56

Foto 3.3. Apantallamiento de los equipos exteriores por captadores solares.

• Para los equipos potentes se recomienda el uso de silenciadores en

las canalizaciones de entrada y salida de aire (ver apartado 4.5).

• El adecuado mantenimiento de los equipos evitará problemas so-

noros de la instalación con el paso del tiempo.

Foto 3.4. Apantallamiento sonoro de los equipos exteriores empleando la propia azotea.

57


TABLA 3.7. Objetivos de calidad acústica exterior, RD 1367/200712, para las franjas horarias de día, Ld, tarde, Le, y noche, Ln.

Tipo DE ÁrEa acúsTicaÍnDicEs DE rUiDo

ld le ln

e Sectores del territorio con predominio de suelo de uso sanitario, docente y cultural que requiera una especial protección contra la contamina-ción acústica

60 60 50

a Sectores del territorio con predominio de suelo de uso residencial

65 65 55

d Sectores del territorio con predominio de suelo de uso terciario distinto del contemplado en c)

70 70 60

c Sectores del territorio con predominio de suelo de uso recreativo y de espectáculos

73 73 63

b Sectores del territorio con predominio de suelo de uso industrial

75 75 6

f Sectores del territorio afectados a sistemas ge-nerales de infraestructuras de transporte, u otros equipamientos públicos que los reclamen

— — —

3.3.4. Conductos y rejillas

Las redes de distribución de aire tienen que ser consideradas como

fuentes potenciales de diferentes tipos de ruido; ruido de impacto,

derivado de las vibraciones del conducto y el uso de uniones rígi-

das, y ruido aéreo, generado por los equipos de calor/frío y transmi-

tido por los conductos. A su vez, los conductos también serán focos

de ruido producido por las variaciones de la velocidad y dirección

del flujo de aire (ruido aerodinámico). Por todo ello, será necesario

estudiar las características físicas de la red de distribución, diferen-

ciando entre:

- Ruido generado en tramos rectos.

- Ruido generado en bifurcaciones y figuras.

- Ruido generado en la salida (rejillas y difusores).

12 Anexo II RD 1367/2007. Objetivos de calidad acústica. Objetivos de calidad acústica para ruido aplicables a áreas urbanizadas existentes.


58

3.3.4.1. Potencia sonora generada en conductos rectos

metálicos y difusores (VDI 2081)

Tal y como sucede con otros elementos de la instalación, la potencia

sonora generada en un sistema de conductos rectos, bifurcaciones y

difusores de descarga, podrá ser estimada a través de fórmulas empí-

ricas, norma VDI 2081, o proporcionada por el fabricante a través de

ensayos experimentales. Por el primero de estos métodos, la potencia

sonora, Lw, generada en conductos metálicos rectos se puede obte-

ner en función de la velocidad y de la sección del conducto:

(37)

(38)

siendo:

v, Velocidad en m/s

S, Sección del conducto en m2

Para difusores, las fórmulas propuestas en función de los datos de par-

tida son13:

(39)

(40)

(41)

donde:

v, velocidad de soplado en m/s

ζ, coeficiente de resistencia al flujo del difusor

S, sección del conducto en m2

Q, caudal de aire en m3/h

Δpt , pérdida de carga en Pa

13 La potencia sonora de una unidad terminal de impulsión de aire debe facili-tarla el fabricante de la unidad terminal, por lo que las fórmulas que se indican para su cálculo son sólo orientativas.

59


Figura 3.16. Información comercial de un modelo de rejilla, en el que se proporciona la potencia sonora generada en función del caudal y la

velocidad de salida de flujo.

Cabe destacar que los conductos, rejillas y difusores son elementos de

transmisión y atenuación sonora del ruido generado por el ventilador

en la cabeza de la red de distribución. La forma de estimar y cuanti-

ficar el grado de atenuación de una red de distribución será descrita

en el apartado 4.4.

61


SolUCIoNES ANTIrrUIDo4

Como ya se ha podido comprobar, la problemática acústica de una

instalación de climatización es muy variada y afecta de forma distinta

a cada uno de los elementos que la componen.

Tal y como sucede con cualquier entorno de contaminación14, se re-

comienda seguir siempre estas dos máximas:

• Proponer medidas correctoras en fase de diseño para reducir cos-

tes y futuros problemas de funcionamiento de la instalación.

• Proponer medidas de actuación inicialmente sobre el foco de rui-

do. Si esta medida no fuera suficiente, actuar sobre el medio de

transmisión (espacio entre emisor y receptor). Finalmente, y como

último recurso, actuar sobre el receptor.

A continuación se analizan y proponen una serie de soluciones para

paliar el impacto sonoro de cada elemento de la instalación.

4.1. Pantallas acústicas y sistemas encapsulados

La pantalla acústica es la barrera o el elemento de separación parcial

dispuesto entre el emisor de ruido y el receptor con el propósito de

actuar como obstáculo sonoro y mitigar así la transmisión sonora entre

ambos elementos.

Los parámetros que definen la capacidad de atenuación de una

pantalla acústica son el material con el que está fabricada, su altura,

14 La emisión de niveles de ruido superiores a los permitidos por la legislación ac-tual, es entendida como un entorno de contaminación física (contaminación acústica).


62

la distancia que la separa del emisor y receptor y su espesor. Otros

aspectos como su capacidad absorbente y el entorno han de ser te-

nidos en cuenta para evitar reflexiones no deseadas.

Detrás de una pantalla acústica, la zona en la cual se produce la ate-

nuación de la misma se conoce como «sombra acústica», pero ha de

tenerse en cuenta que las ondas incidentes sobre una pantalla acústi-

ca no son atenuadas para todas las frecuencias de igual manera (ver

Fig. 4.1). Gran parte de la efectividad de una barrera para atenuar

el ruido depende de características externas, como la calidad de la

instalación de la barrera, impedancia del suelo y la geometría del

entorno, entre otras.

Figura 4.1. Sombra acústica de una pantalla acústica en función de la frecuencia.

La eficiencia de la barrea acústica será evaluada midiendo el efecto

de la barrera (ΔL), entendido como la diferencia de niveles en el mis-

mo punto antes, Lpsb,p, y después de instalar la barrera, Lpcd,p, medido

para las diferentes bandas de frecuencia.

(42)

Este efecto de la barrera puede ser calculado previamente usando

métodos teóricos como los sugeridos por Maekewa, Moreland y Kurze,

entre otros. Estos métodos están basados en las teorías de difracción

de Fresnel y uno de los más extendidos para pantallas reflectantes es

el método de Maekewa.

El efecto de la barrera está basada en el número de Fresnel «N», que

es un parámetro adimensional que relaciona la longitud de onda del

63


sonido, λ, con la trayectoria preferencial δ (ver ecuaciones (43) y (44)).

La trayectoria preferencial se define como la diferencia entre la tra-

yectoria más corta cuando la barrera se inserta en la trayectoria de

propagación y la trayectoria directa sin barrera. kb es un factor de

corrección por efectos atmosféricos. Cuando la distancia entre emi-

sor y receptor es menor de 100 metros kb=1. Todo esto se esquematiza

en la Fig. 4.2.

(43)

(44)

(45)

Figura 4.2. Variaciones en la trayectoria del sonido debidas a la presencia de la barrera. Alzado mostrando la posición relativa entre emisor,

receptor y barrera.

Con esta ecuación se podría estimar el efecto de una barrera reflec-

tante para las diferentes frecuencias (kb=1).

La norma ISO 9613 propone una metodología similar para la estimación

de la atenuación producida por la inserción de pantallas acústicas.

Esta estimación será valida para pantallas cuya densidad superficial

sea superior a 10 kg/m2, estén conformadas como superficie cerrada y

su dimensión en el plano horizontal en la dirección perpendicular a la lí-

nea que une fuente con receptor, lh, sea mayor que la longitud de onda

de la frecuencia de la banda de octava en cuestión (ver Fig. 4.3).


64

Figura 4.3. Longitud lh de una pantalla en función de la posición entre emisor y receptor, visto en planta.

La atenuación por apantallamiento en cada banda de octava viene

dada por la expresión:

(46)

donde:

C2 = 20

C3 = 1 para difracción simple o bien para la doble

difracción

Figura 4.4. Esquema de difracción simple y doble.

λ es la longitud de onda de la frecuencia central de cada banda de

octava,

z es la diferencia entre el camino directo y el difractado. En el caso

de difracción simple mientras que en el caso de doble

difracción

65


Kw es la corrección por efecto meteorológico que tendrá un valor

Estos métodos de cálculo no tienen en cuenta el material emplea-

do en la construcción de la pantalla, entendiendo pues que los

resultados obtenidos servirán como orientación siempre y cuando

la capacidad aislante de la pantalla sea superior a 30 dBA. Otro

aspecto que no tienen en cuenta estos métodos es la mejora en el

rendimiento de la pantalla al emplear una superficie absorbente

en la cara expuesta al ruido. Para éste y otros casos será necesario

disponer de valores de reducción de pantalla facilitados por el pro-

veedor, que gracias a que son obtenidos de ensayos experimenta-

les, reproducen con mayor fiabilidad el comportamiento real de la

pantalla (ver Fig. 4.5).

Foto 4.1. Colocación de pantallas para la atenuación de unidades exteriores en instalaciones de climatización


66

Figura 4.5. Nivel de aislamiento en dB de una pantalla fonoabsorbente comercial.

A diferencia de las pantallas, el encierro o encapsulado tiene

como objetivo el aislamiento físico de la fuente del entorno en el

que inicialmente se encuentra, consiguiendo así reducir los niveles

sonoros en el exterior debido al aislamiento intrínseco de las pare-

des que forman el cerramiento. Esta solución será planteada como

alternativa a las pantallas cuando la atenuación deseada sea su-

perior a 15 dB. En la mayoría de los encierros es necesaria la instala-

ción de silenciadores tanto para la ventilación propia del espacio

encapsulado como para la entrada y salida de aire de equipos

generadores de ruido, tales como unidades climatizadoras, evapo-

radoras, etc.

La efectividad del encapsulado dependerá de la capacidad aislante

de los materiales empleados, el tamaño de habitáculo diseñado y el

correcto dimensionado de los silenciadores de entrada y salida de

aire.

67


Figura 4.6. Climatizadora encapsulada y montada sobre bancada de inercia.

4.2. Acondicionamiento y aislamiento de las salas de máquinas

Las salas destinadas a albergar la maquinaria interior de la instala-

ción han de estar perfectamente dimensionadas para contar con to-

dos los elementos necesarios para garantizar su adecuado compor-

tamiento acústico. Otros aspectos importantes en su diseño son:

• Correcta ubicación en planta, evitando en la medida de lo posible

cercanía con espacios especialmente sensibles.

• El diseño de cerramientos que garanticen una diferencia de niveles

mínima con las estancias contiguas.

Conocidos los niveles de potencia emitidos por la maquinaria y los ob-

jetivos de confort acústico en las estancias contiguas, el aislamiento de

los elementos de separación vertical y horizontal entre estancias debe-

rá garantizar que la diferencia de niveles15 es suficiente para cumplir:

(47)

15 Entendida con la resta entre los niveles existentes en la estancia donde se en-cuentra la fuente de ruido y el nivel en los espacios contiguos, UNE EN ISO 140.


68

Figura 4.7. Elementos de separación vertical y horizontal entre estancias.

Como herramienta de cálculo de la diferencia de niveles entre es-

tancias deberá emplearse el método general propuesto por el Do-

cumento Básico de Protección Frente al Ruido del CTE. Este método

se basa en la norma ISO 12354-1 y permitirá conocer la diferencia de

niveles entre estancias a partir de la transmisión directa y por flan-

cos, condicionada por las características aislantes de los elementos

de separación.

• El acondicionamiento acústico que evite reverberaciones innecesarias.

Las estancias excesivamente pequeñas y con materiales altamente

reflectantes en sus acabados, enlucidos, escayola lisa o azulejos,

entre otros, generan una reverberación sonora en el interior de la

misma que provoca un incremento innecesario en los niveles de

emisión. Para evitar esta circunstancia, se recomienda el uso de

materiales absorbentes en el interior de las salas con el propósito

de conseguir tiempos de reverberación por debajo de 0,8 segun-

dos. Para el cálculo de este tiempo de reverberación se empleará

el área de absorción equivalente de la sala (ver ecuación (22)) y se

relacionará con el tiempo de reverberación a través de la fórmula

empírica de Sabine (ver ecuación (23)).

• Sistemas de control sonoro en los conductos de entrada y salida de

fluido.

Los conductos y tuberías que conectan la unidad con el exterior

son elementos especialmente problemáticos, ya que son capaces

69


de arruinar el aislamiento acústico de una sala al descuidarse su

montaje. Para evitar esta circunstancia, se deberán emplear unio-

nes flexibles entre los conductos de entrada y salida y los cerramien-

tos de la sala. La Fig. 4.8 muestra un ejemplo de acabado para una

tubería y conducto que atraviesa un cerramiento.

Figura 4.8. Detalle de uniones elásticas en tuberías y conductos.

Para evitar la transmisión de vibraciones al exterior se emplean man-

guitos antivibratorios y aisladores metálicos para suspender los con-

ductos (ver Fig. 4.9).

Figura 4.9. Esquema de manguitos antivibratorios y aisladores metálicos para la suspensión de conductos


70

• Sistemas de control de transmisión de vibraciones.

El diseño de sistemas antivibración garantizará la transmisión contro-

lada entre la maquinaria instalada y la estructura que la sustenta.

4.3. Diseño de sistemas antivibración

El diseño de una solución de aislamiento de vibración en maquinaria

se concibe como un sistema mecánico de masa constante funcio-

nando en régimen permanente. Esta solución deberá garantizar un

correcto funcionamiento del sistema, controlar que la vibración me-

cánica generada esté dentro de unos parámetros aceptables y aislar

para evitar su transmisión al entorno. En el caso concreto de instala-

ciones de climatización, además, el objetivo será el de reducir el ruido

estructural inducido por el funcionamiento de la instalación. Por ello,

los sistemas antivibratorios deberán de garantizar su eficacia.

Los sistemas de climatización, debido a sus características mecáni-

cas, son focos naturales de vibraciones. Estos niveles de vibración son

especialmente problemáticos cuando, debido a la unión rígida entre

equipo y apoyo, son transmitidos a otras estancias próximas a la ins-

talación. Para evitar esta transmisión vibracional los equipos deberán

ir dispuestos con un sistema antivibración conformado por soportes

elásticos, muelles metálicos o bancadas de inercia, que garanticen

que el porcentaje de transmisibilidad entre instalación y soporte es

suficientemente pequeño (ver Tabla 4.1).

TABLA 4.1. Grado de aislamiento mínimo recomendado en función de la criticidad de la ubicación del equipo.

GraDo DE criTiciDaD DE la zona

caracTErÍsTicasGraDo DE

aislamiEnTo (UnE 100 153/88)

GraDo DE aislamiEnTo ExprEsaDo En DB DE acElEración

(rEfErEncia 10-6 mm/s2)

Zona muy crítica Edificaciones de uso cultural, hoteles y hospitales

>95% >25

Zona crítica Zonas próximas a dormitorios, oficinas y estudios

>90% >20

Zona no crítica Almacenes, sótanos y zonas de poco compromiso

>80% >18

Las hipótesis de diseño permiten simplificar el equipo a un sistema ma-

sa-muelle de un grado de libertad. Es por ello que el sistema mecáni-

co será considerado como una masa, m, unida con el exterior a través

71


de un muelle de rigidez, krig, y una amortiguación, cam (ver Fig. 4.10). El

sistema amortiguado será accionado por una fuerza, F(t), periódica

con una frecuencia de excitación, vf.

Figura 4.10. Simplificación masa-muelle del sistema antivibración.

El sistema forzado amortiguado de un solo grado de libertad tendrá

una frecuencia natural que dependerá únicamente de su masa y rigi-

dez, que, en Hz, será:

ωn = 12π

krig

m (48)

donde krig es el coeficiente de rigidez de los apoyos que sustentan el

equipo, en N/m, y m es la masa total del equipo, en kg.

Para este tipo de sistemas, la transmisibilidad de vibraciones viene

determinada por la relación existente entre la fuerza transmitida al

soporte y la fuerza de excitación del sistema, que, desarrollada y sim-

plificada al máximo16, resulta esta fórmula.

τ = Ft

F0

= 1

1− r 2 (49)

donde r es la relación que existe entre la frecuencia de excitación, o

forzada, y la natural,

r =ωƒ

ωn

(50)

16 En la simplificación se asume que la amortiguación es nula, aspecto que favo-rece el cálculo y permite trabajar en el lado de la seguridad.


72

Figura 4.11. Representación gráfica de la transmisibilidad de un sistema mecánico en función de la relación entre la frecuencia de excitación, ωƒ, y la frecuencia natural del sistema, ωn, para diferentes factores de

amortiguación, ε17.

Conocida la ecuación de la transmisibilidad de vibraciones y sabiendo

el valor de aislamiento, inversa de la transmisibilidad, recomendado en

función de la criticidad de la zona en la que se instala el sistema, se po-

drá establecer el coeficiente de rigidez máximo (kmax) que deberá cum-

plir el sistema seleccionado para conseguir el aislamiento deseado.

r = 1+ 1τ

=ωƒ

ωn

(51)

18

kmax =mapoyoωƒ

2

1+ 1τ

(52)

Este valor de kmax permitirá el diseño adecuado del sistema. Para ello,

los catálogos comerciales suelen facilitar los valores de deflexión está-

17 Entendido como la relación que existe entre el cociente de la amortiguación de los apoyos y la amortiguación crítica del sistema, ε= cam/ccritica=cam/(2m ωn).

18 ωƒ en rad/s.

73


tica, δi, que sufrirá cada modelo de soporte bajo una carga, qi19 (ver

Tabla 4.2). Con estos datos y la ecuación de Hooke, se determina el

valor de k de soporte.

ksistema, i = qi

δ i

(53)

TABLA 4.2. Condiciones extremas de carga de una serie de aisladores metálicos y cargas óptimas de funcionamiento.

moDElocarGa mÍnima

flEcha mÍnima

carGa mÁxima

flEcha mÁxima

carGa ópTima

SERIE 015 2 1,2 15 12 3-14

SERIE 025 3 1,2 25 12 5-23

SERIE 050 5 1,2 50 12 10-45

SERIE 075 8 1,2 75 12 15-68

SERIE 100 10 1,2 100 12 20-90

El proceso de diseño es básicamente iterativo y queda resumido en el

diagrama de flujos de la Fig. 4.12 (ver ejemplo en el apartado 5.5).

Recomendación de % de aislamiento

en función del entorno, Tabla 3.3

τ = 1− Aislamiento

Catalogo del fabricante, Tabla 3.4

k ,0 = qmin

δmin

k1 = qmax

δ max

ksistema(q) = Mq+ NPara la carga p: kp,sistema

El sistema seleccionado deberá de cumplir para la carga qp=m/Nºapoyos:

Kp,sistema≤ kp,max

NOiteración SÍ

Se despeja el valor de k para cada uno de los apoyos, kp,max, o para el sistema completo, kt,max

k ot,max =mω f

2

1+ 1τ

kp,max =qpω f

2

1+ 1τ

Datos del sistema a aislar:masa (m), número de apoyos (N) y

frecuencia de excitación (ωf en rad/s)

qp = mN

(carga por apoyo en kg)

Figura 4.12. Diagrama de flujo del proceso de selección del sistema antivibración.

19 La mayoría de los catálogos proporcionan valores de deflexión máxima para carga máxima y deflexión mínima para carga mínima, por lo que, asumiendo un comportamiento lineal de la constante de rigidez en este rango de carga, se podrá obtener una función lineal k(q)=Mq+N.


74

Las características de los elementos comúnmente empleados son:

• Soportes elásticos

Estos sistemas basan su funcionamiento en las propiedades elás-

ticas de materiales como el caucho o el neopreno, sometidos a

proceso de vulcanizado para conseguir los coeficientes de rigidez

deseados. Sus características, algo más rígidas que otros sistemas,

permitirán su uso en maquinaria que trabaje a frecuencias superio-

res a los 15-20 Hz, facilitando la estabilidad del sistema y presentan-

do niveles de amortiguación apropiados. Su durabilidad es algo

más limitada que la de otros sistemas y las condiciones extremas de

temperatura provocan un aumento significativo en la degradación

de soportes.

Foto 4.2. Soporte elástico comercial.

• Aisladores metálicos

A diferencia de los soportes elásticos, los aisladores metálicos permi-

ten niveles de rigidez más bajos consiguiendo porcentajes de aisla-

miento mayores. Estos sistemas están constituidos por muelles de ace-

ro al carbono, con alta resistencia a la tracción. Su gran capacidad

de deformación elástica bajo carga les permite trabajar con sistemas

accionados a frecuencias bajas.

Con un adecuado mantenimiento, su durabilidad es muy elevada,

evitando en la medida de lo posible que estos sistemas trabajen en

ambiente altamente contaminado, oxidante o a la intemperie.

75


Todos los montajes basados en muelles elásticos deben llevar incor-

porado un acolchado de goma u otro material elástico para evitar

la transmisión de vibraciones a altas frecuencias producidas por la

resonancia interna del sistema antivibratorio.

Foto 4.3. Aisladores de muelles comerciales.

• Amortiguadores de caucho para suspender

Estos sistemas serán empleados para evitar la transmisión de vibracio-

nes de conductos y equipos suspendidos.

Figura 4.13. Aisladores de muelles comerciales.


76

A la hora de diseñar un sistema antivibración se deben tener en cuen-

ta las siguientes consideraciones:

1. Cuando se persigue una transmisibilidad excesivamente baja, el

sistema puede pasar a ser inestable. Para estos casos, las banca-

das de inercia conseguirán aumentar la estabilidad del conjunto y

bajar su centro de gravedad. Estas bancadas resultarán especial-

mente interesantes para grandes equipos con importantes fuerzas

descompensadoras. A su vez, la bancada disminuirá la amplitud

de la vibración debido a su aporte inercial al montaje y mejorará

la uniformidad de la distribución del peso sobre los soportes.

Figura 4.14. Bancada de inercia.

2. Es recomendable seguir las indicaciones del fabricante, seleccio-

nando únicamente aquellos sistemas que se encuentran dentro

de su rango de carga óptimo una vez instalados. De esta forma se

garantizará que los soportes están trabajando en las condiciones

de diseño adecuadas. A su vez, determinados modelos comercia-

les están especialmente pensados para trabajar en condiciones

de humedad, para cargas o frecuencias variables, etc.

3. La distribución de amortiguadores deberá ser acorde con la distri-

bución de peso en la máquina. Para aquellas máquinas que tienen

el centro de gravedad muy desplazado lateralmente, se deberá

tener en cuenta este aspecto a la hora de distribuir los soportes o

seleccionar soportes análogos pero con diferente carga límite.

4. Debe prestarse especial atención a los posibles puentes de trans-

misión de vibraciones producidos por las uniones rígidas en los an-

clajes de sujeción.

77


4.4. Medidas antirruido para conductos y rejillas

El apartado 3.3.4 recoge la problemática sonora planteada por las re-

des de distribución en una instalación donde funcionan como sistema

generador y transmisor de ruido. La forma de evitar los problemas de

generación y transmisión de ruido pasa por un correcto montaje, evi-

tando conexiones rígidas entre los conductos y sus puntos de sujeción,

y el uso de conductos y rejillas revestidas con material absorbente. Es-

tas soluciones encarecerán relativamente la instalación pero evitarán

muchas molestias a los futuros usuarios. Por otro lado, el adecuado

diseño de la sección del conducto evitará que el flujo de aire alcance

velocidades elevadas y, por lo tanto, el nivel de potencia sonora en los

tramos rectos y bifurcaciones será prácticamente despreciable.

4.4.1. Atenuación acústica natural en conductos de aire

Los conductos son transmisores directos del ruido generado en el ven-

tilador. Esta transmisión será reducida de forma natural por la atenua-

ción sonora de la onda al desplazarse por el mismo, atenuación que

será potenciada por cambios de sección, dirección, etc.

4.4.1.1. Conductos rectos

La forma de estimar la atenuación producida por conductos rectos a fre-

cuencias medias por unidad de longitud, dependerá del perímetro del

conducto, su sección y la absorción del material empleado en el mismo:

∆ 0 = 1L ,5 α1,4 US

(54)

para conductos con sección rectangular, o bien

∆ L0 = 6αφ

(55)

para conductos de sección circular.

donde:

a es el coeficiente de absorción acústica del material que constituye

el conducto en m2

U es el perímetro del conducto en m

S es la sección del conducto en m2

ø es el diámetro del conducto en m


78

La amortiguación total en un tramo de longitud l será el resultado de

multiplicar DLo por dicha longitud.

∆LT 0 = l ∆L0 (56)

En general, se comprueba que en los conductos sin revestimiento in-

terior, los sonidos se propagan sin apenas atenuación. Este aspecto se

agrava con las bajas frecuencias, donde generalmente el ventilador

emite niveles de presión sonora mayores (ver apartado 3.3.1). En cual-

quier caso, la atenuación casi puede despreciarse si el conducto está

sin revestir interiormente.

4.4.1.2. Cambios de dirección (codos)

Los cambios de dirección en conductos (codos) provocan una amor-

tiguación, DL2, que depende de la frecuencia. La atenuación puede

estimarse empleando gráficas de comportamiento empíricas, tal y

como se muestra en la Fig. 4.15.

Figura 4.15. DL2, atenuación sonora producida por un codo en la red de distribución en función de las dimensiones y características geométricas de la acometida, así como del revestimiento interior del conducto con material

altamente absorbente.

79


4.4.1.3. Derivaciones

En las derivaciones de flujo, la disminución del nivel de potencia viene

dado por:

∆L3 =10logSt

S1

(57)

donde:

S1 es la sección de entrada de la derivación

St es la suma de las secciones de salida de la derivación

La amortiguación, en este caso, es independiente de la frecuencia.

4.4.1.4. Ensanches de sección

En este caso se realiza una reducción de potencia acústica según la

ecuación:

∆ L4 = 10log(ms +1)2

4ms

(58)

donde:

ms es la relación entre las secciones antes y después del ensanche, S1/S2

S1 es la sección antes del ensanche

S2 es la sección después del ensanche

En cualquier caso, estas reducciones son muy pequeñas, y por regla

general, pueden despreciarse.

4.4.1.5. Salidas de aire

Los sistemas dispuestos al final de la red de distribución introducen

una atenuación significativa en el nivel de potencia sonora antes de

la descarga. Esta reducción es debida a las pequeñas dimensiones

de paso de las bocas de salida de aire en relación con la longitud de

onda del sonido. Cabe recordar que esta reducción significativa de la

sección producirá zonas de flujo turbulento, aspecto que se derivará

en la emisión de nuevos niveles sonoros (ver apartado 3.3.4).


80

La reducción depende del producto de la frecuencia y la raíz cua-

drada de la sección de salida, además de la situación de la salida en

el local.

Para la estimación de la atenuación en la salida de aire, DL5, puede

emplearse la gráfica de la Fig. 4.16, donde d es la raíz cuadrada de la

sección de salida, en mm.

Figura 4.16. DL5, atenuación producida por la salida de aire al recinto acondicionado para diferentes frecuencias.

Esta metodología de cálculo cambia significativamente si se emplean

rejillas o difusores acústicos, para los cuales se estimará una reducción

total obtenida a través de ensayos experimentales y facilitada por el

fabricante.

4.4.2. Amortiguación de ruido en conductos y rejillas

La atenuación lograda en una línea de distribución dependerá

pues de los cinco factores anteriormente comentados. Cabe des-

tacar que si se emplean revestimientos absorbentes en los conduc-

tos, la atenuación D0 se calculará de la misma manera, sólo que

con niveles de absorción muchísimo mayores, tal y como se recoge

en la Tabla 4.3.

81


Figura 4.17. Esquema para el cálculo de la atenuación sonora en una línea de distribución, donde el nivel de potencia sonora obtenido en la salida

será igual a la suma logarítmica de la potencia sonora aportada por cada fuente, menos la suma de la atenuación de cada uno de los elementos que

se encuentra el sonido en su recorrido.

TABLA 4.3. Coeficiente de absorción de diferentes tipos de conductos.

coEficiEnTEs DE aBsorción a DE DisTinTos Tipos DE conDUcTos

f(hz) 125 250 500 1.000 2.000

Conducto metálico (sin aislar) 0,01 0,01 0,02 0,02 0,01

Conducto autoportante realizado con lana de vidrio y revestimiento de aluminio en su interior

0,20 0,20 0,20 0,60 0,50

Conducto autoportante realizado con lana de vi-drio y revestimiento de tejido de vidrio en su interior

0,25 0,60 0,65 0,95 1,00

4.5. Silenciadores

Los silenciadores son secciones revestidas destinadas a la atenuación

del ruido transmitido por el aire en el conducto. Generalmente están

constituidos por un tramo de conducto prefabricado, de sección va-

riable, con material absorbente acústico en su interior (ver Fig. 4.18).

Figura 4.18. Silenciador rectangular de sección constante dispuesto de bandejas de material altamente absorbente.

A la hora de diseñar e instalar un silenciador en una instalación se

deberán tener en cuenta aspectos relativos a:


82

• Caudal y velocidad del aire.

• Pérdida de carga.

• Atenuación acústica que necesita la instalación.

La efectividad del silenciador variará en función de sus dimensiones,

la densidad de bandejas de material y las características acústicas

del mismo. El material absorbente utilizado consta de sistemas de suje-

ción que garanticen que éste no se desprenda debido a la velocidad

del fluido en la instalación. Se recomienda que para velocidades su-

periores a 10 m/s el material absorbente quede protegido con chapa

perforada. Otros aspectos relativos a la instalación, tales como el es-

pectro característico de emisión (frecuencias) o la velocidad de flujo,

también influirán en la efectividad del silenciador propuesto.

Los silenciadores rectangulares están conformados por una envol-

vente exterior que se acopla al conducto y una serie de bandejas

o celdillas absorbentes, de determinado espesor, que determinan la

atenuación de ruido a alcanzar.

La estimación de la efectividad o atenuación efectiva de un silencia-

dor es generalmente proporcionada por el fabricante en función de

las características de la instalación y pérdida de carga que la misma

puede asumir. Esta información se obtiene gracias a ensayos experi-

mentales en laboratorio siguiendo las normas EN ISO 7235 (1995) y EN

23741 (1991). Gracias a esta información, se podrán seleccionar silen-

ciadores con una atenuación efectiva de casi 50 dB.

TABLA 4.4. Atenuación de un silenciador comercial en función de la separación entre celdillas en bandas de octava, dB.

frEcUEncia hz

lonGiTUD DEl silEnciaDor = 2 mETrossEparación EnTrE cElDillas En mm

60 80 100 120 140 160 180 200

63 9 7 6 5 5 4 4 4

125 23 18 16 13 12 11 10 9

250 35 31 28 25 23 22 21 20

500 50 50 50 50 49 45 42 40

1 50 50 50 50 50 50 47 44

2 50 50 50 50 45 39 34 30

4 50 44 39 31 26 22 19 16

8 33 27 24 19 16 13 11 10

83


Para cálculos menos precisos, existen tablas empíricas generales que

proporcionan un dato aproximado de la efectividad del silenciador.

La Fig. 4.19 muestra la atenuación del silenciador para diferentes fre-

cuencias en función del porcentaje de superficie abierta.

Figura 4.19. Gráfica experimental para la obtención de la atenuación de un silenciador en función del porcentaje de área abierta del mismo.

La atenuación estimada para un silenciador de longitud, lsil, será la

obtenida de la fórmula:

∆ = ∆LL y

lsilly

(59)

siendo ∆Ly la atenuación del silenciador en dB para la longitud ly, ly la

longitud de referencia de atenuación que, para muestras tomadas de

la Fig. 4.19, tiene un valor ly = 0,3 metros.

Por su parte, el parámetro ly/λ de la frecuencia que aparece en dicha

figura es el cociente de la anchura entre las bandejas de material

absorbente y la longitud de onda del sonido en el aire.

85


CASo PrÁCTICo: INSTAlACIóN TÉrMICA PArA ClIMATIZAr UNA PlANTA DE oFICINAS5

En los apartados anteriores se ha analizado la problemática sonora de

los elementos que componen una instalación de climatización, propo-

niéndose técnicas de cálculo y medición para su evaluación, así como

medidas correctoras destinadas a minimizar su impacto sonoro. A con-

tinuación, empleando como ejemplo el diseño previo de una instala-

ción real, se detallan los pasos a seguir para establecer la idoneidad

acústica de la misma. Para ello se localizan y evalúan las principales

fuentes de ruido y se analizan diferentes alternativas para conseguir

niveles de confort acústico en las estancias acondicionadas.

5.1. Descripción de la instalación

Se trata de una instalación térmica para la climatización de una plan-

ta de oficinas.

La instalación proyectada es un sistema de climatización por agua

mediante fancoils. La instalación se compone de una unidad enfria-

dora exterior localizada en la azotea del edificio, la unidad de venti-

lación, inicialmente localizada en una sala destinada para tal fin en

la misma planta de oficinas, un total de 4 fancoils dispuestos para dar

servicio a todas las estancias y la red de distribución compuesta por

conductos metálicos, 4 rejillas y 5 difusores. La Fig. 5.1 muestra la distri-

bución en planta de la instalación inicialmente proyectada.

5.1.1. requerimientos acústicos

El objetivo de este análisis es el de determinar la idoneidad acústica

de la instalación, aspecto que garantizará el confort acústico en las

estancias acondicionadas. Para ello, todos los elementos que com-

ponen la instalación tendrán que cumplir las siguientes exigencias

acústicas:


86

• Requerimientos acústicos establecidos por el DB HR

Tal y como se ha establecido en el apartado 3.2.2, el Documento Bási-

co de protección frente al ruido del Código Técnico de la Edificación,

en su primera versión, establece los valores de potencia sonora límite

que deberán cumplir los equipos interiores y los puntos finales de la

instalación (ver ecuaciones (25) y (26)).

• Requerimientos acústicos establecidos por la Ley 37/2003 del ruido

La ley del ruido contempla los valores de inmisión límite de ruido ex-

terior e interior en función de tipo de suelo y uso de los edificios. Para

la instalación que nos ocupa, tanto la unidad exterior como los ele-

mentos interiores deberán garantizar el cumplimiento de los niveles

de inmisión en las estancias acondicionadas (ver Tabla 3.2), como en

el espacio exterior de vecinos que se puedan ver afectados por la

instalación (ver Tabla 3.7).

• Otros objetivos de confort acústico.

Normas como la VDI o ISO establecen valores recomendados de con-

fort acústico relacionándolos con curvas de sonoridad, como la NR y

NC.

5.1.2. Elementos a analizar

Dadas las características de la instalación y el diseño inicialmente rea-

lizado, el análisis sonoro se centrará en los siguientes elementos:

• unidad de ventilación. Ruido emitido a la sala destinada a la insta-

lación y a los espacios contiguos.

• red de distribución. Características absorbentes de los conductos

para cumplir condiciones de confort en la línea de distribución más

desfavorable.

• unidad exterior. Niveles de inmisión en el vecino más próximo y dise-

ño de medidas correctoras.

• sistema antivibración de la unidad de ventilación y unidad exte-

rior.

87


Figura 5.1. Distribución en planta del área destinada a oficinas e instalación de climatización inicialmente proyectada.

5.2. Unidad interior

La Tabla 5.1 muestra los valores de nivel de potencia sonora y presión

en el exterior de la unidad interior de ventilación inicialmente selec-

cionada para la instalación (datos facilitados por el fabricante).


88

TABLA 5.1. Niveles de potencia en la impulsión radiada por el ventilador y presión sonora a 2 metros de la unidad de ventilación.

PoTEnCIA sonorA EMITIDA Por LA IMPuLsIón ConDuCIDA, En dB

63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1.000 Hz 2.000 Hz 4.000 Hz 8.000 Hz dB(A)

63 9 7 6 5 5 4 4 4

PoTEnCIA sonorA rADIADA Por EL vEnTILADor

63 Hz 125 Hz 250 Hz 500 Hz 1.000 Hz 2.000 Hz 4.000 Hz 8.000 Hz dB(A)

82 88 95 90 87 84 80 74 93

Nivel aproximado de presión sonora en el exterior de la unidad considerando la atenuación de la envolvente en condiciones de campo libre. Según las característi-cas acústicas y el volumen del local donde esté la uni-dad, el nivel sonoro podrá ser entre 4 y 14 dB(A) mayor.

Distancia, m dB(A)

2 48

Como muestra dicha tabla, el nivel de presión emitido por la unidad en

campo libre es de 48 dB(A) a 2 metros de distancia. En este caso, el equipo

estará ubicado en una sala destinada para ello de dimensiones 2 m x 1,75

m x 2,25 m, con cerramientos interiores de ladrillo perforado de 115 mm

con trasdosado de placas de yeso, enlucido a ambos lados y una ventana

doble de 1,25 m x 0,75 m al patio interior, escayola de yeso en el techo y

suelo de terrazo. La toma de aire la realiza al patio interior (ver Fig. 5.2).

Figura 5.2. Sala para la ubicación de la unidad de ventilación.

El primer análisis a realizar consiste en la comprobación del adecuado

nivel de potencia de la unidad según el valor límite recomendado por

el DB-HR (ver apartado 3.2.2). Teniendo en cuenta que la información

facilitada por el fabricante es el nivel de presión a 2 metros en campo

abierto y la fuente se encuentra sobre un plano reflectante, ED=2, el

nivel de potencia del equipo será:

89


Lw= Lpd−10logED

4πd2

= 48 −10log

24π22

= 62 dBA

Comparando este resultado con el valor límite propuesto en el DB-HR

(ecuación (25)), sabiendo que el tiempo de reverberación de la es-

tancia es T = 0,7 (ver Tabla 5.2):

Lw ≤ 70+10log10 −10log0,7 − 0,5 = 81 dBA

Por lo que la unidad de ventilación cumple el primero de los requeri-

mientos:

62 dBA ≤ 81 dBA

Las condiciones acústicas de la estancia son especialmente reflec-

tantes, ya que el coeficiente de absorción de paredes, techo y suelo

es muy bajo (ver Tabla 5.2), por lo que el área de absorción equivalen-

te tiene un valor total de 1,875 m2.

TABLA 5.2. Área de absorción equivalente de la sala destinada a alojar la unidad de ventilación.

sUpErficiE maTErial coEficiEnTE DE aBsorción am 20

ÁrEa DE aBsorción EqUiValEnTE

Suelo 3,5 m2 Terrazo 0,02 0,07

Techo 3,5 m2 Escayola 0,05 0,175

Paredes 15,9 m2 Enlucido de yeso 0,01 1,59

Ventana 0,94 m2 Ventana 0,04 0,04

Total 1,875

Tiempo de reverberación (Sabine, ecuación (23)) 0,7

Teniendo en cuenta la fórmula para obtener niveles de presión en el

interior de espacios cerrados (ecuación (36)), la presión que generará

la máquina a 1 metro de distancia dentro de la sala será:

20 Datos obtenidos de la base de datos de elementos constructivos del Ministerio de Vivienda, www.codigotecnico.org


90

Lpd =Lw+10logED

4πd2+ 4A

=62+10log

24π12 + 4

1,875

=65,6 dBA

Si bien es cierto que este nivel no supera ninguno de los valores límites

contemplados por la legislación, la mala acústica de la sala es la res-

ponsable de niveles de ruido en su interior muy elevados. Para estos

casos, se recomienda el uso de un techo medianamente absorbente,

lo que conseguirá una reducción en la emisión de entre 5 y 8 dBA.

Conocido el nivel de presión en el interior de la sala y suponiéndole a

los cerramientos entre espacios una diferencia de niveles que cumpla

el DB-HR, Dnt,w≥50 dBA, según la ecuación (47), el nivel de inmisión en

el despacho más próximo será.

Lreceptor ≈ Lemisor − Dnt,w = 65,6 − 50= 15,6 dBA

por lo que la perturbación de la unidad de ventilación a las estancias

contiguas es despreciable.

Por último, falta por comprobar los niveles inducidos por la unidad de

ventilación al patio interior de donde toma el aire para la impulsión.

Asumiendo que la reverberación en el patio es despreciable, la dis-

tancia a la ventana más próxima es de 3 metros y la fuente emite so-

bre una superficie reflectante, kED=8, el nivel de presión sonora que le

llegará a los vecinos se obtiene según la ecuación (31), para la que se

deberá de contar con el nivel de potencia del ventilador, 93 dBA (ver

Tabla 5.1), menos la atenuación de los filtros instalados en la unidad,

que el fabricante estima en 10 dBA.

Lpd =Lw−10logd2−kED= 83−10log32−8=65,45 dBA

Este valor será superior al establecido por el RD 1367/2007 (ver Tabla 3.7),

que establece para uso residencial un nivel de noche de 55 dBA. Para

corregir estos niveles se propone el diseño e instalación de un silencia-

dor que reduzca el nivel de potencia en, al menos, 11 dBA (para el dise-

ño se trabajará con el espectro de frecuencias de ventilador facilitado

por el fabricante). Como alternativa al silenciador y aprovechando la

pantalla acústica necesaria para la unidad exterior, se plantea la posi-

bilidad de subir la unidad de ventilación a la azotea (ver Fig. 5.8).

91


5.3. Nivel de inmisión en las estancias (atenuación de los conductos)

El proveedor de la unidad de ventilación también proporciona el nivel

de potencia sonora que el equipo introduce en la impulsión inducida.

Este dato, junto con los niveles de potencia de los equipos fancoil y

los difusores (ver Tabla 5.3), así como la capacidad absorbente de los

conductos instalados, permitirán conocer el nivel de potencia emitido

en la estancia por la rejilla más desfavorable21.

Analizando la instalación, se comprueba que la línea más desfavora-

ble es la que suministra aire acondicionado al despacho 3. El criterio

seguido para llegar a esta conclusión está basado en la mínima lon-

gitud de conducto para atenuar y la mínima distancia entre punto de

emisión y fancoil.

La Fig. 5.3 muestra la línea a calcular. Como se aprecia, la línea parte de

la unidad de ventilación con una derivación a un conductor recto de 6

metros de longitud y sección 26 cm x 60 cm que, a través de un codo y

una derivación llega al fancoil 4, potencia sonora facilitada por el dis-

tribuidor y recogida en la Tabla 5.3. El conducto de salida del fancoil se

deriva pasando a un tramo de 6 metros de conducto de sección 22 cm x

40 cm antes de desembocar en un difusor de salida, con sección efecti-

va de 0,0157 m2. El cálculo de atenuación de la línea se ha realizado para

tres tipologías distintas de conductos rectangulares (ver Tabla 5.4), con

diferente capacidad absorbente cada uno de ellos. Los cálculos de ate-

nuación serán realizados en bandas de octava, aplicando la estimación

de atenuación de la línea desarrollada en el apartado 4.422.

TABLA 5.3. Potencia sonora emitida por fancoils y difusores

PoTEnCIA sonorA EMITIDA Por EL fancoil

125 Hz 250 Hz 500 Hz 1.000 Hz 2.000 Hz 4.000 Hz dB(A)

67 71,5 68 66 63 60 75,1

PoTEnCIA sonorA EMITIDA Por EL DIFusor A MáxIMA vELoCIDAD, sECCIón EFECTIvA 0,0157 m2

125 Hz 250 Hz 500 Hz 1.000 Hz 2.000 Hz 4.000 Hz dB(A)

31 34 35 36 32 30 41,5

21 La metodología propuesta será idéntica para el resto de líneas si se quiere optimizar los tipos de conductos al máximo en toda la red.

22 Cuando no se disponga de información de todos los elementos en bandas de octava, se podrá realizar un cálculo aproximado empleando valores únicos en todo el espectro de frecuencia y el coeficiente de absorción a 500 Hz.


92

Figura 5.3. Línea de distribución seleccionada para los cálculos.

TABLA 5.4. Coeficiente de absorción de diferentes tipos de conductos.

CoefiCientes de absorCión α de distintos tipos de ConduCtos

f(Hz) 125 250 500 1.000 2.000

Conducto metálico (sin aislar) 0,01 0,01 0,02 0,02 0,01

Conducto autoportante realizado con lana de vidrio y revestimiento de aluminio en su interior.

0,20 0,20 0,20 0,60 0,50

Conducto autoportante realizado con lana de vi-drio y revestimiento de tejido de vidrio en su interior.

0,25 0,60 0,65 0,95 1,00

Las características absorbentes de los conductos determinarán la ate-

nuación de la línea y, por lo tanto, el nivel de potencia sonora en la

salida de aire. La Tabla 5.5, muestra un resumen de los cálculos reali-

zados para los tres tipos de conductos.

93


TABLA 5.5. Cálculo del nivel de potencia sonora en la salida del difusor del despacho 3 para tres tipos distintos de conductos.

componentes de la instalación

conducto 1

frEcUEncia, hz

125 250 500 1.000 2.000 4.000 dB(a)

Unidad de ventilación

90,0 93,0 90,0 89,0 83,0 77,0 93,0

1ª Derivación 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

Conducto 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1 0,1

Codo 0,0 0,0 4,0 6,0 6,0 6,0

2ª Derivación 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

Fan-coil 67,0 71,5 68,0 66,0 63,0 60,0 75,1

Lw (parcial) 84,0 87,1 80,2 77,2 71,5 66,1 89,7

Conducto 2 0,0 0,0 0,0 0,1 0,1 0,1

3ª Derivación 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

Conducto 3 0,2 0,2 0,2 0,5 0,5 0,5

Codo 0,0 0,0 2,0 5,0 6,0 6,0

Difusor 15,0 8,0 3,5 0,0 0,0 0,0

Potencia-rejilla 31,0 34,0 35,0 35,0 32,0 30,0

Lw (total) 65,8 75,8 71,5 68,6 61,9 56,5 78,2


conducto 2

frEcUEncia, hz

125 250 500 1.000 2.000 4.000 dB(a)


90,0 93,0 90,0 89,0 83,0 77,0 93,0

1ª Derivación 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

Conducto 3,5 3,5 3,5 16,2 12,5 12,5

Codo 0,0 0,0 4,0 6,0 6,0 6,0

2ª Derivación 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

Fan-coil 67,0 71,5 68,0 66,0 63,0 60,0 75,1

Lw (parcial) 80,7 83,8 77,1 67,2 64,3 60,7 86,2

Conducto 2 1,8 1,8 1,8 8,6 6,6 6,6

3ª Derivación 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

Conducto 3 13,3 13,3 13,3 62,0 48,1 48,1

Codo 0,0 0,0 2,0 5,0 6,0 6,0

Difusor 15,0 8,0 3,5 0,0 0,0 0,0

Potencia-rejilla 31,0 33,0 35,0 35,0 32,0 30,0 41,6

Lw (total) 47,6 57,6 53,5 35,0 33,0 30,0 59,4


94


conducto 3

frEcUEncia, hz

125 250 500 1.000 2.000 4.000 dB(a)


90,0 93,0 90,0 89,0 83,0 77,0 93,0

1ª Derivación 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

Conducto 4,7 16,2 18,1 30,8 33,1 33,1

Codo 0,0 0,0 4,0 6,0 6,0 6,0

2ª Derivación 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

Fan-coil 67,0 71,5 68,0 66,0 63,0 60,0 75,1

Lw (parcial) 79,5 74,2 69,0 66,0 63,0 60,0 81,1

Conducto 2 2,5 8,6 9,6 16,3 17,5 17,5

3ª Derivación 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0 3,0

Conducto 3 18,2 62,0 69,4 118,0 126,8 126,8

Codo 0,0 0,0 2,0 5,0 6,0 6,0

Difusor 15,0 8,0 3,5 0,0 0,0 0,0

Potencia-rejilla 31,0 34,0 35,0 35,0 32,0 30,0 41,6

Lw (total) 41,2 34,0 35,0 35,0 32,0 30,0 44,2

La interpretación inmediata de la tabla es que sólo el conducto más

absorbente (conducto 3), proporciona un nivel de potencia sonora

que cumpla la recomendación del Código Técnico.

rEfErEncia dB-hr

Lw≤LeqA,T+10logV−10logTr −14 = +10log30−10log 0,6 −14 = 48 dBA

valores de potencia sonora estimados

Conducto sin aislar Conducto fono-reductor 1 Conducto fono-reductor 2

L w,conducto1 = 78dBA L w,conducto2 = 59,4 dBA L w,conducto1 = 44,2 dBA

95


Foto 5.1. Conducto fonoabsorbente.

En cuanto al cálculo de la curva NR en el despacho 3, otra forma de

garantizar el confort acústico en una estancia en función de la activi-

dad a desarrollar en ella, se basa en el uso de curvas de sonoridad. A

continuación se determina la curva NR para cada uno de los espec-

tros obtenidos para cada uno de los diseños propuestos. Estos valores

permitirán comprobar si las tres soluciones propuestas cumplen las re-

comendaciones de la ISO, Tabla 3.1.

Analizando la Fig. 5.4, se concluye:

Curvas nr estimadas

Conducto sin aislar Conducto fono-reductor 1 Conducto fono-reductor 2

Curva NR 70 Curva NR 50 Curva NR 35

recomendación Iso

nr 35


96

Figura 5.4. Representación de las curvas NR para las diferentes alternativas de conductos.

5.4. Unidad exterior

La unidad exterior, nivel de potencia en todo el ancho de banda de

82 dBA, será instalada en la azotea a 7 metros de la fachada del edi-

ficio contiguo, emitiendo sobre una superficie reflectante, kED = 8. En

estos casos, se calculará el nivel de presión de inmisión en la ventana

más próxima a la unidad y este nivel se comparará con el valor lími-

te de inmisión en exteriores establecido por la legislación actual (ver

Tabla 3.7).

97


Figura 5.5. Ubicación de la unidad exterior de la instalación en la azotea.

Lpd = Lw−10logd2−K = 82 −10 log72− 8 = 57 dBA

Este nivel sobrepasa ligeramente los 55 dBA establecidos como valor

límite en el RD 1367/200723, por lo que se dispondrá una pantalla acús-

tica de panel formado a partir de dos chapas de acero galvanizado

y lacado, una de ellas perforada para absorción acústica y núcleo de

lana de roca de espesor total 45 mm. La pantalla tendrá una altura de

1,75 metros y una longitud de 2,25 metros (ver Fig. 5.7).

23 En algunas comunidades autónomas los valores nocturnos de inmisión en ex-terior son hasta 10 dBA más restrictivos, aspecto que justificará el diseño de la pantalla.


98

Figura 5.6. Panel de chapa galvanizada con interior de lana mineral y superficie absorbente (perforaciones en la chapa).

Figura 5.7. Croquis de la planta y alzado de la azotea con la pantalla acústica propuesta.

99


Para el diseño de un sistema de pantallas, se recomienda el método

de Maekawa, para el que será necesario disponer del espectro en

bandas de octava de la unidad exterior. En caso de no disponerse de

la información en banda, como sucede en este caso, se realizarán los

cálculos para la banda de 250 Hz.

Calculando los parámetros establecidos por Maekawa para la fre-

cuencia de 250 Hz, λ=c/ƒ=340/250=1,36 m:

δ=A+ B − d =1,67+6,13−7= 1,8

N = 2δλ

= 3,61,36

= 2,647

∆L=10log(3+10Nkb)=10log(3+ 26,47)=14,7dBA

asumiendo que kb=1.

Gracias a la atenuación introducida por la pantalla, el nivel de pre-

sión derivado del funcionamiento de la unidad exterior será de Lpb=57-

14,7=42,3 dBA , suficiente para cumplir las exigencias legislativas.

Foto 5.2. Pantalla acústica de chapa en cubierta.


100

Figura 5.8. Alternativa al diseño original, con la UTA en la azotea.

5.5. Diseño del sistema antivibratorio

En su funcionamiento normal, la unidad exterior generará ligeras vi-

braciones, siendo necesario el diseño de un sistema antivibración

para controlar la transmisión de estas perturbaciones a la estructu-

ra del edificio. Para ello, se dispondrá de datos del sistema, facilita-

dos por el proveedor del equipo (masa, mt = 353 kg; régimen de giro,

vf = 1.750 r/min = 183,25 rad/s y número de puntos de apoyo, N = 4),

quedando la carga por punto, qp = 353/4 = 88,25 kg.

Siguiendo el proceso planteado por el diagrama de flujos (ver Fig.

4.12), se analiza el entorno para determinar el grado de aislamiento

requerido. Considerado crítico el entorno por encontrarse en un edi-

ficio de viviendas, el aislamiento será, como mínimo, del 90%, lo que

implica una transmisibilidad del 10% (ver Tabla 4.1).

101


kp,max=qp ωƒ

2

1+ 1τ

= 269,436N/m

Para localizar un soporte válido para este sistema, se partirá de aque-

llos que trabajan de forma óptima a una carga de 88,25 kg (ver Fig.

5.9).

Figura 5.9. Catálogo con los datos relativos a la rigidez de diferentes modelos de soportes elásticos.

Analizando estos modelos, se determina que el modelo sB 156 será el

más apropiado, ya que tiene un coeficiente de rigidez para una car-

ga estática de 88,25 kg de kSB-156= 261.950 N/m, aproximadamente.

k0 = qmin

δ min

= 250.000 N/m , k1= qmax

δmax

= 312.500 N/m

kSB−156(q)= 31,25q+234.375 para una carga q en kg.

Por lo tanto kSB−156(88,25) = 261.950 N/m


102

Figura 5.10. Esquema del sistema antivibraciones diseñado.

Realizando un proceso análogo para la unidad interior y prestando

especial interés al montaje de conductos y tuberías para evitar co-

nexiones rígidas con la estructura, se garantizará el aislamiento vibra-

cional de la instalación y, por lo tanto, la minimización de posibles

perturbaciones y molestias derivadas de su funcionamiento.

103


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